Lectures_for_RK6(2) Детмаш, Дет Маш, Детали машин, Андриенко

Конспект лекций по курсу «Механика» автор проф. кафедры РК-3 Андриенко Л.А.

- 1 –

ПРЕДИСЛОВИЕ

Конспект лекций по «Механике» написан для специальности РК-6 МГТУ им. Н.Э. Баумана, в плане общеинженерной подготовки которых отсутствует курс «Материаловедение».

В конспекте лекций изложены теоретические основы и инженерные методы расчета узлов и деталей машин, применяемых в общем машиностроении. Более подробно изложен раздел «Машиностроительные материалы», который студентами машиностроительных специальностей изучается в отдельном курсе.

ВВЕДЕНИЕ

Любая машина состоит из деталей. Деталь – это такая составная часть машины, которую изготовляют без сборочных операций. Две или более деталей, собранных в сборочную единицу, называют узлом (подшипник качения, муфта, редуктор и т.д.).

Среди большого разнообразия деталей и узлов машин выделяют такие, которые применяют почти во всех машинах (болты, валы, муфты, механические передачи и т.п.). Эти детали (узлы) называются деталями (узлами) общемашиностроительного применения и изучают в курсе «Детали машин». Другие детали (гребные винты, валки прокатных станов, лопатки турбин и др.) применяют только в одном или нескольких типах машин. Их относят к деталям специального назначения и изучают в соответствующих курсах.

Детали машин должны удовлетворять двум основным условиям: надежности и экономичности.

Под экономичностью понимают минимально необходимую стоимость проектирования, изготовления и эксплуатации.

Надежность – свойство изделия сохранять во времени способность к выполнению требуемых функций в заданных режимах и условиях применения, технического обслуживания, хранения и транспортирования.

КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И РАСЧЕТА ДЕТАЛЕЙ МАШИН

Детали машин выходят из строя по разным причинам, которые определяются условиями их эксплуатации. Причины отказа называются критериями работоспособности.


- 2 –

Обязательным и важным критерием является прочность, которой должны отвечать все детали без исключения. Прочность – способность деталей сопротивляться разрушению под действием приложенных к ним внешних сил (нагрузок).

Различают разрушение деталей вследствие потери статической прочности и вследствие сопротивления усталости.

Жесткость – способность деталей сопротивляться изменению формы под действием сил.

Износостойкость – способность материала деталей оказывать сопротивление изнашиванию. Износостойкость актуальна в связи с тем, что 90% деталей выходят из строя в результате изнашивания.

Виброустойчивость – сопротивление появлению в машинах вредных динамических нагрузок в виде вынужденных колебаний и автоколебаний (колебаний, вызванных ими самими, например, при трении, резании и др.).

Теплостойкость – способность деталей сохранять работоспособность в машинах, работающих с большим выделение тепла (тепловые и электрические машины, машины для горячей обработки металлов).

Коррозионная стойкость – сопротивление металлов химическому или электрохимическому разрушению поверхностных слоев.

I. МАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫЕ МАТЕРИАЛЫ

Выбор материалов для деталей машин является ответственным этапом проектирования. Правильно выбранный материал в значительной степени определяет качество детали и машины в целом.

Выбор материалов и термической обработки деталей машин определяется:

а) необходимостью обеспечения требуемой надежности деталей в течение заданного срока службы при заданных требованиях к габаритам;

б) экономическими факторами и условиями изготовления.

Железо и его сплавы

Чистое железо обладает низкой твердостью (HB=90…100), низким пределом прочности (σb=280…300 МПа) и очень высоким удлинением (δ=30…40%).


- 3 –

По причине столь низкой прочности и низкой твердости чистое железо в машиностроении имеет весьма ограниченное применение. Присадка к железу небольших количеств углерода резко изменяет его механические свойства. Кроме того, сплавы железа с углеродом приобретают способность сильно и в широких пределах изменять свои свойства под влиянием термической обработки, тогда как чистое железо (и все другие металлы) этой способностью не обладают.

К железоуглеродистым сплавам относятся важнейшие машиностроительные сплавы – сталь и чугун. Сплавы, содержащие до 2,14% углерода, называются сталью, а сплавы, содержащие углерода более 2,14% углерода – чугуном. Кроме углерода, в сталь и чугун всегда входят примеси – кремний, марганец, сера и фосфор, которые попадают в эти сплавы в процессе производства. Для улучшения механических свойств, увеличения глубины прокаливаемости, для повышения жаростойкости, жаропрочности и увеличения сопротивления коррозии в стали и чугуны вводят специальные добавки – хром, марганец, кремний, никель, молибден, вольфрам, ванадий, медь, алюминий; такие стали и чугуны называются легированными.

Чугуны являются основным литейным материалом благодаря хорошей жидкотекучести, характеризующей способность сплава заполнять литейную форму, и малой усадке, т.е. малому изменению объема при переходе из жидкого состояния в твердое. После отливки чугунных деталей, их как правило, подвергают термической обработке, чаще всего отжигу (но могут быть и другие виды термообработки). Отжиг проводят при 500…550 0С в течение 6…8 часов, предназначен он в основном для снятия внутренних напряжений, возникающих при отливке.

По назначению различают чугуны литейные и передельные. Литейные чугуны используют для изготовления отливок, а передельные – для передела чугуна в сталь.

Машиностроительные чугуны по микроструктуре делятся на группы, широкое применение получили:

а). Серый чугун - является основным литейным материалом. В нем углерод находится в свободном состоянии в виде пластинчатого графита. Свое название серый чугун получил за характерный серый матовый цвет излома.

Серый чугун обозначается буквами СЧ и значениями временного сопротивления при растяжении (кГс/мм2), например, СЧ15 – серый чугун, временное сопротивление при растяжении 15 кГс/мм2 (150 МПа).

б). Высокопрочный чугун – применяют при повышенных требованиях к прочности. Их обрабатывают в расплавленном состоянии


- 4 –

присадками магния или церия, что придает графиту шаровидную форму и тем самым сильно уменьшают внутреннюю концентрацию напряжений.

Обозначаются ВЧ35 – высокопрочный чугун с временным сопротивлением при растяжении 35 кГс/мм2 (350 МПа). Применяют их вместо сталей, например, коленчатые валы двигателей тракторов и автомобилей.

в). Ковкий чугун – название условное (у него более высокие пластические свойства, чем у других чугунов). Заготовки ковкого чугуна так же, как и серого, получают отливкой, давлением ковкий чугун не обрабатывается.

Применяют для деталей, которые по своей форме требуют литую заготовку, но допускающие хотя бы случайную ударную нагрузку.

Обозначается ковкий чугун буквами КЧ и двумя цифрами: первая – временное сопротивление при растяжении в кГс/мм2, вторая цифра – относительное удлинение при разрыве в %. Например, КЧ30-6 – ковкий чугун временное сопротивление при растяжении 30 кГс/мм2 (300 МПа) и относительное удлинение при разрыве 6%.

Конструкционные стали по сравнению с другими машиностроительными материалами характеризуются высокой прочностью, пластичностью, способностью хорошо воспринимать термическую или химико-термическую обработку.

Стали делятся на:1) стали углеродистые с нормальным или повышенным

содержанием марганца;2) стали легированные.Углеродистые стали разделяют на сталь общего назначения и сталь

конструкционную.Углеродистые стали общего назначения обозначают буквами Ст и

номерами в порядке возрастания прочности. Индекс «кп» обозначает кипящую сталь (не подвергнутую раскислению в ковше) она дешевле спокойной стали, обозначаемой «сп», примерно на 12%. Индекс «пс» обозначает полуспокойную сталь.

Качественные конструкционные стали обозначаются двузначными числами, указывающими на содержание углерода в сотых долях процента.

Легированные стали дополнительно обозначают буквами: В – вольфрам, Г- марганец, Д- медь, М – молибден, Н- никель, Р – бор, С – кремний, Т – титан, Х – хром, Ф- ванадий, Ю – алюминий. Цифры после буквы означают процентное содержание соответствующего компонента, если содержание компонента ≤1%, то цифру не ставят. Высококачественные легирование стали дополнительно отмечают буквой А в конце обозначения.


- 5 –

Например, 12ХН3А – высококачественная легированная сталь с содержанием углерода 0,12%, хрома до 1%, никеля 3 %.

Констукционные стали углеродистые и легированные по содержанию углерода и способности воспринимать термическую обработку разделяют на

- низкоуглеродистые (с содержанием углерода до 0,25%);- среднеуглеродистые ( от 0,25 до 0,67% углерода);- высокоуглеродистые (свыше 0,6% углерода).

Термическая и химико-термическая обработка сталей

Термической обработкой (термообработкой) называют процессы теплового воздействия на металлы (нагрев и охлаждение) с целью изменения их структуры и свойств. Термообработка может быть как промежуточной операцией, предназначенной для улучшения технологических свойств (облегчения ковки, штамповки, прокатки), так и окончательной – для обеспечения в материале или изделиях требуемого комплекса свойств.

При химико-термической обработке материалов изменение их свойств достигается как за счет изменения химического состава поверхностных слоев, так и воздействием на структуру этого слоя термической обработки.

Все детали подчиненные критериям прочности и износостойкости обязательно подвергаются упрочнению (термическому, химико-термическому или механическому), в результате чего меняются механические характеристики и, прежде всего твердость.

Твердостью называется сопротивление материала пластической деформации при контактных напряжениях, т.е. напряжениях резко изменяющихся в поверхностном слое.

При измерении твердости в качестве источника напряжений служит вдавливаемый конус или шарик.

Наиболее распространенными методами измерения твердости являются методы по Бринеллю, Роквеллу, Виккерсу.

1).По Бринеллю – в образец вдавливается стальной шарик, твердость обозначается буквами HB и цифрой, равной отношению величины приложенной нагрузки к площади отпечатка шарика (235…302HB). Применяется для измерения твердости сравнительно мягких материалов.

2). По Роквеллу – в образец вдавливается алмазный конус (при нагрузке 1500 МПа). Числом твердости является некоторая условная величина, обратная глубине вдавливания конуса. Эту величину определяют непосредственно по прибору (по шкале С). Обозначается 49…52 HRC – цифры обозначают диапазон твердости. Используют для замера более твердых материалов.


- 6 –

3). По Виккерсу – в образец вдавливается алмазная пирамида. Твердость обозначается буквами HV и цифрой, равной отношению нагрузки на алмазную пирамиду к площади боковой поверхности полученного пирамидального отпечатка. Используют для замера твердости тонкостенных деталей, лент и покрытий.

Самым эффективным способом улучшения механических свойств сталей является термическая или химико-термическая обработка.

Термическая обработка включает четыре основных вида: отжиг, закалку, отпуск и старение.

Отжиг – нагрев стали до температур, лежащих на 20…300С выше или на 20…300С ниже критической температуры (~ 7230С – температура фазовых или структурных превращений), выдержке при этой температуре для завершения всех фазовых превращений и медленное охлаждение (обычно вместе с печью). Отжиг стали с охлаждением деталей на воздухе называется нормализацией. Отжиг и нормализация не вызывают коренных изменений в структуре стали (их часто называют сырыми сталями).

Целью отжига является измельчение крупного зерна и снятия внутренних напряжений после литья, снятия холодного наклепа после ковки, прокатки и т.д., а также для подготовки структуры стали для последующей термообработки.

Закалка – нагрев до критической температуры с последующим быстрым охлаждением. Структура – мартенсит – хрупкая мелкозернистая неустойчивая структура с высокой твердостью. Для охлаждения используют воду, водные растворы щелочей, солей и масло. Вода приводит к появлению дефектов в виде закалочных трещин. Масло используют в виде закалочной среды в пределах 60…90 0С, свыше 160 0С масло горит.

Поверхностная закалка. При поверхностной закалке нагревается и закаливается только поверхность детали. Сердцевина детали нагреву и закалке не подвергается, что является весьма важным фактором, уменьшающим коробление деталей сложной формы в процессе их термической обработки. Нагрев поверхности детали чаще всего осуществляется токами высокой частоты (ТВЧ) при помощи индукторов. Закалка нагревом ТВЧ обеспечивает твердость поверхности 45…53 HRC, сердцевина остается мягкой (235…302 HB). Поверхностной закалке подвергаются стали 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.

После закалки появляются внутренние напряжения, которые могут привести к образованию трещин. Для снятия закалочных напряжений сразу же после закалки применяют отпуск – низкотемпературный, средний и высокий.

Процесс отпуска состоит из нагрева закаленной стали до температуры ниже критической (7230С), выдержки при этой температуре и последующего


- 7 –

быстрого или медленного охлаждения. При отпуске происходит снижение характеристик прочности и твердости и повышение характеристик пластичности и вязкости, т.е. происходит процесс разупрочнения стали.

Низкотемпературный отпуск (нагрев до 150…2000С) – снижает внутренние напряжения, твердость не изменяется, структура – мартенсит отпуска.

Средний отпуск (нагрев до 350…5000С) – структура троостит, применяется для пружин, рессор.

Высокий отпуск (нагрев до 550…6500С) называется улучшением - практически полностью снимаются внутренние закалочные напряжения.

Выбор температуры отпуска определяется требуемыми механическими свойствами и назначением обрабатываемой детали.

Старение – нагрев до температур ниже температур отпуска, выдержке при этой температуре и медленном охлаждении. Если при отпуске происходит разупрочнение сталей, то при старении наоборот упрочнение, т.е. повышение характеристик прочности.

Химико-термическая обработка стали.Термическая обработка изменяет механические свойства всей массы

обрабатываемой детали. Химико-термическая обработка изменяет главным образом механические и физические свойства только поверхностных слоев стальных деталей – повышает поверхностную твердость и увеличивает стойкость деталей против истирания. В машиностроении применяются следующие разновидности химико-термической обработки сталей:

а) цементация;б) азотирование;в) цианирование;г) нитроцементация.Цементация – поверхностное насыщение углеродом. Подвергаются

низкоуглеродистые легированные стали 12ХН, 12ХН3А, 18ХГТ и др. с последующей их закалкой ТВЧ, поверхностная твердость HRC 56…63. Нецементируемые участки детали покрывают медью.

Азотирование - поверхностное насыщение азотом. Азотирование проводят в газовой среде аммиака, а для сокращения времени процесса - в жидкой среде расплавленных цианистых солей (процесс токсичен и дорогой). Получается высокая твердость поверхностного слоя без закалки HRC 58…65. При азотировании в жидких средах процесс сопровождается малым короблением детали и позволяет получать высокую точность без применения доводочных операций.

Цианирование и нитроцементация – поверхностное насыщение одновременно азотом и углеродом. Цель обоих процессов – повышение


- 8 –

твердости и износостойкости стальных деталей. Различие процессов – в способе насыщения и насыщающей среде. Цианирование проводят в расплавленных солях, содержащих цианистый натрий (процесс токсичен). Нитроцементацию проводят в смеси науглероживающего газа и аммиака.

После обоих процессов детали подвергаются закалке с последующим низким отпуском.

Твердость цианированного и нитроцементованного слоя HRC 56…63. К основным преимуществам обоих процессов относится большая скорость. Нитроцементация имеет преимущество переда цианированием, так как для ее проведения не требуется применения ядовитых солей, а также возможно более тонкое регулирование содержания углерода и азота в слое.

Сплавы цветных металлов

1). Медные сплавы – по химическому составу их подразделяют на латуни и бронзы.

К латуням относят сплавы, в которых главным легирующим элементом является цинк, а к бронзам сплавы меди с другими легирующими элементами. Латуни принято обозначать буквой Л, бронзы – Бр. После этих обозначений стоит перечень букв, указывающих на присутствие легирующих элементов в сплаве, затем цифры, показывающей их примерное содержание в процентах. Легирующие элементы обозначаются следующими буквами и их сочетаниями: А - алюминий, О - олово, Ц – цинк, Мц - марганец, Мг – магний, Ж – железо, Б – бериллий, Х – хром, Ф – фосфор, С – свинец. Содержание цинка в латуни (меди в бронзе) определяют по сумме концентраций элементов, указанных в марке. Например, в латуни, легированной 5% Ni –ЛН65-5, содержится 30% Zn (цифра 65 соответствует содержанию меди). В бронзе, легированной 7% Al; 1,5% Fe; 1,5% Pb, т.е. БрАЖС 7-1,5-1,5 содержится 90% меди.

Латуни разделяют на двойные (бинарные) и сложные (многокомпонентные). Латуни очень пластичные, хорошо поддаются горячей и холодной обработке.

На повышение прочности наиболее эффективно влияют добавки алюминия и олова, в меньшей степени марганца и кремния. Улучшают коррозионную стойкость присадки алюминия, олова, никеля и марганца. Железо и никель снижают прочность и увеличивают деформируемость сплавов, богатых медью.

К числу деформируемых латуней относятся Л96, Л85, Л70, ЛО60-1, ЛА77-2, ЛМц59-1, ЛС74-3 и ряд других. Двойные латуни также легко деформируются, и поэтому их применяют для изготовления штампуемых деталей, лент, проволоки, труб и т.д. Железомарганцовистая латунь


- 9 –

(например, ЛЖМц59-1-1) отличается высокой прочностью и вязкостью, высокими антифрикционными свойствами (пониженным коэффициентом трения), высокой антикоррозионной стойкостью в морской воде и в атмосфере.

Литейные латуни отличаются от деформируемых более высокими механическими свойствами. К числу литейных латуней относятся ЛА67-2,5, ЛАЖМц66-6-3-2 и др. Многие из них обладают высокими антифрикционными свойствами. Недостатком литейных латуней является образование крупных усадочных раковин при кристаллизации, в связи с чем много металла идет в отходы.

В латуни для фасонного литья, от которых требуется более высокая прочность, вводят большое количество присадок, а также присадок, улучшающих литейные свойства (например, свинец). При маркировке литейных латуней в конце марки ставят букву Л, например ЛС59-1Л (латунь с содержанием 59% меди, 1% свинца, литейная).

Бронзы – в зависимости от легирующего элемента могут быть оловянистыми, алюминиевыми, берилливыми, кремнистыми, марганцовистыми и др.

Бронзы обладают высокими антифрикционными свойствами, хорошим сопротивлением коррозии, все бронзы хорошо обрабатываются резанием. Бронзовые заготовки выполняют в виде отливок и проката.

Из деформируемых бронз изготовляют пружины, мембраны, антифрикционные детали. К ним относятся БрОЦ-4-3, БрОФ-6-0,15, БрОЦС-4-4-2,5 и др. Для замены дефицитных оловянистых бронз используют алюминиево-железистые бронзы, например, БрАЖ-9-4 и БрАЖС-10-3-1,5. Из них изготовляют паропроводную арматуру высоких и низких давлений, червячные колеса, клапаны, втулки, вкладыши, а также детали, контактирующие с пищевыми продуктами.

Литейные оловянистые бронзы подразделяют на машинные, предназначенные для фасонного литья деталей машин ( БрО4Ц4С17, БрО3Ц7С5Н1) и антифрикционные с хорошим сопротивлением истиранию (БрО5Ц5С5, БрО4Ц4С17 и др.). Машинные бронзы имеют высокие механические свойства, коррозионную стойкость, но для снижения стоимости в них уменьшают содержание олова. Антифрикционные бронзы применяют для изготовления подшипников скольжения.

Для облегчения обработки давлением, а также снятия внутренних напряжений в отливках бронзы подвергают отжигу.

Бериллиевые бронзы обладают уникальным сочетанием физико-химических и коррозионных свойств. Содержание бериллия (Ве) в бронзах не превышает 2 %, большее содержание Ве не приводит к существенному повышению прочности, при этом пластичность резко снижается.


- 10 –

Несмотря на уникальные свойства, эти бронзы используют не очень широко из-за дороговизны и дефицитности бериллия. Бронзы БрВ2, БрБНТ1,7 и БрБНТ1,9 используют лишь в ответственных случаях для изготовления пружин, мембран, пружинных контактов, а также в электронной технике.

2). Баббиты – антифрикционные сплавы, основу которых составляют олово и свинец. Они отличаются низкой температурой плавления (350-4500С) и хорошей прирабатываемостью. Баббиты обозначают буквой Б и цифрой, показывающей содержание олова в процентах, или вместо цифры буквой, характеризующей дополнительный компонент (Н-никель, Т – теллур, К –кальций, С –сурьма, A - мышьяк).

Баббиты разделяют на следующие группы:а) высокооловянные – сплав олова с сурьмой и медью при содержании олова более 70% (баббиты Б83, Б89 и др.). Обладают наилучшими антифирикционными свойствами. Из-за

высокой стоимости олова применяют только в ответственных целях, например, в машинах большой мощности.

б) оловянно-свинцовые, содержащие 5…20% олова, около 15% сурьмы и 65…75% свинца (Б16, БН, БТ, Б6).По сравнению с баббитами первой группы имеют более высокий

коэффициент трения, менее износостойкие и хрупкие. Применяют для изготовления деталей подшипников, двигателей внутреннего сгорания, нефтяных двигателей и др.

в) свинцовые, содержащие более 80% свинца (БКА, БК2).Обладают повышенной твердостью и коррозионной стойкостью.

Применяют, например, для подшипников железнодорожного транспорта. Легирование баббитов никелем, кадмием, мышьяком повышает

твердость и прочность основы, поэтому позволяет снизить содержание олова. Мышьяк же добавляют для улучшения жидкотекучести. Для повышения пластичности в баббиты вводят теллур.

3). Ллегкие спалавы.Широкое распространение в технике получили алюминиевые и

магниевые сплавы, прежде всего потому, что они обладают высокой удельной прочностью, т.е. отношением прочности и плотности.

Деформируемым алюминиевым сплавом является дюралюмин, он хорошо деформируется в горячем и холодном состояниях. Например, сплав Д16 (Cu- 4,3%, Mg-1,5%, Mn– 0,6%) применяют для изготовления конструкций средней и повышенной прочности, работающих в условиях переменных нагрузок (для различных узлов самолетов, кузовов автомобилей, а также строительных конструкций). Сплавы Д18 (Cu- 2%, Mg-0,35%, Mn– 0,1%) и ВАД (Cu- 4,1%, Mg-2,5%, Mn– 0,6%, Zn -0,15%, Ti – 0,06%, B -


- 11 –

0,03%) обладают повышенной пластичностью. Их применяют для изготовления заклепок для самолетов и других изделий.

Основными литейными алюминиевыми сплавами является силумины. Для литейных алюминиевых сплавов важнейшими являются технологические (а не эксплуатационные) свойства, таких как жидкотекучесть, объемная и линейная усадка, склонность к образованию горячих трещин. Основу силуминов составляют алюминий и кремний, могут также включать легирующие элементы. Обозначают буквами АЛ (алюминиевый литейный) и цифрами, которые не имеют никакого отношения ни к составам сплавов, ни к их свойствам. Например, силумин АЛ2 (10-12% Si) и АЛ4 (8-10% Si, 0,17-0,3% Mg, 0,5% Mn).

Магниевые сплавы легки, поглощают вибрацию, что определяет их использование в авиации, ракетной технике и транспорте. Магниевые сплавы хорошо обрабатываются резанием, но уступают алюминиевым по пластичности и коррозионной стойкости. Магниевые сплавы делятся на деформируемые (обозначают МА) и литые (МЛ).

К числу деформируемых относят сплавы с алюминием, цинком и марганцем, например, МА1 (1,3-2,5% Mn), МА8 отличается от МА1 дополнительным легированием церием (0,2%), повышающим механические свойства.

По химическому составу литейные магниевые сплавы близки к деформируемым. В них вводят те же легирующие элементы – алюминий, цинк, марганец, кремний, церий, цирконий, но в несколько больших долях. Наибольшее распространение получили литейные сплавы на основе Mg-Al-Zn с содержанием 5-10% Al и 0,2-3,0% Zn, маркируемые как МЛ4, МЛ5, МЛ6. Сплавы, содержащие цирконий и редкоземельные элементы маркируются как МЛ9, МЛ10, МЛ11, МЛ19, их применяют как жаропрочные.

4). Биметаллы – металлические материалы, состоящие из двух и более слоев, например, из стали и цветного сплава. Биметаллы удовлетворяют различным требованиям к сердцевине изделий (например, прочности и жесткости) и к поверхностным слоям (например, коррозионной стойкости и антифрикционным свойствам). Применение биметаллов приводит к большой экономии дорогих сплавов. Биметаллические изделия изготовляют обливкой, плакированием (совместной прокаткой), сваркой, пайкой и другими способами нанесения покрытий.

5). Пластмассы – материалы на основе высокомолекулярных органических соединений. Кроме основы, служащей связующим элементом, в пластмассы входят наполнители, которые изменяют их свойства, а также небольшие добавки – пластификаторы, смазочные материалы, красители.


- 12 –

Изделия из пластмасс изготовляют горячим или холодным прессованием (большинство изделий), отливкой под давлением (пресс-литье), простым литьем (малопрочные изделия), а также обработкой со снятием стружки.

Изделия из пластмассы обладают малой плотностью, высокой тепло и электроизоляционной способностью, химической стойкостью, значительной демпфирующей способностью, а также красивым внешним видом.

К недостаткам пластмасс относят низкую теплостойкость, старение и холодную ползучесть.

Из существующего многообразия пластмасс наибольшее применение в машиностроении имеют следующие:

а) текстолит – слоистый материал с наполнителем из хлопчатобумажной ткани. Обладает повышенной прочностью и износостойкостью, а также электроизоляционными свойствами, но себестоимость их высока в связи с расходом ткани. Выпускается в виде листов, плит, прутков, труб и т.д.

б) гетинакс – слоистый материал с наполнителем в виде листов бумаги. По своим механическим свойствам уступает текстолиту, нов производстве дешевле последнего. Широко применяется как электроизоляционный материал, выпускается в виде листов, плит, труб, прессованных изделий.

в) асботекстолит – слоистый материал с наполнителем из асбестовой ткани, выпускается в виде листов и дисков для тормозов и фрикционных муфт, обладает повышенной термостойкостью.

г) стеклопласты – пластмассы, получаемые пропиткой стеклянных волокон или тканей искусственной смолой с последующим прессованием. Стеклопласты отличаются высокой прочностью, упругостью, теплостойкостью, малой чувствительностью к надрезам, эектроизоляционными свойствами.

д) фенопласты – материалы, получаемые на основе фенолформальдегидной смолы с наполнителем в виде древесной или кварцевой муки, выпускается в виде прессовочных порошков. Отличаются постоянством свойств, не размягчаются при нагреве, стойки при воздействии горячих масел, не горят. Основное применение получили в бытовой технике.

е) органическое стекло (небьющееся) – плексиглас – прозрачная пластмасса, выпускаемая обычно в виде листов.

ж) фторопласты – основное применение имеет фторопласт- 4 (тефлон). Он отличается химической стойкостью, высокими диэлектрическими свойствами, повышенной тепло- и хладостойкостью, низким коэффициентом трения, возможностью работы без смазочного


- 13 –

материала. Твердость фторопласта-4 низкая, поэтому может работать при невысоких давлениях.

з) полиамиды – обладают высокой прочностью и износостойкостью, химической стойкостью, способностью свариваться, значительной теплостойкостью. Они допускают формовку деталей сложной конфигурации. Выпускают под названием «Найлон», полиамид-6 (капрон), полиамид П-610, а также капролон, получаемый методом анионной полимеризации и в 1,5 раза более прочный, чем капрон.

Из пластмасс изготовляют многие детали машин – корпусные детали (кабины и кузова грузовых автомобилей, строительных и дорожных машин и т.д.), зубчатые колеса, диски и лопатки компрессоров, тормозные и трущиеся детали фрикционных муфт, ремни, канаты, тросы, уплотняющие устройства и др. Применяют также тонкослойные покрытия пластмассами для защиты от коррозии, обеспечения антифрикционных свойств, электроизоляции и повышения демпфирования.

II. СОЕДИНЕНИЯ

1. СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Преимущественно образуют путем местного нагрева с расплавлением металла без приложения силы (сварка электродуговая, газовая, электронно-лучевая) и без расплавления металла и с приложением силы (металл доводят до пластического состояния, а затем детали сдавливаются – различные виды контактной сварки).

Достоинства:1. Малая масса. По сравнению с литыми сварные конструкции составляют экономию по массе до 30%. Сваркой можно получить более совершенную конструкцию с малыми припусками на механическую обработку (литье не допускает большие перепады размеров).2. Малая стоимость – приблизительно в 2 раза ниже стоимости литья и поковок.3. Экономичность процесса сварки, возможность ее автоматизировать. Это связано с малой трудоемкостью процесса, сравнительной простотой и дешевизной оборудования (не нужно одновременное плавление большого количества металла).4. Плотность и герметичность соединений.5. Возможность получения конструкций очень больших размеров, что невозможно при литье (сварной мост через Днепр, антенны радиотелескопов).


- 14 –

Недостатки:1. Возможность получения скрытых дефектов сварного шва (трещины, непровары, шлаковые включения). Применение автоматической сварки в значительной мере устраняет этот недостаток.2. Трудность контроля качества сварного шва. Существующие рентгеноскопические и ультразвуковые методы сварки сложны.3. Коробление деталей из-за неравномерности нагрева в процессе сварки.4. Невысокая прочность при переменных режимах нагружения. Сварной шов является сильнейшим концентратором напряжений.

Применение. Широко применяются в строительстве. В машиностроении применяют для получения деталей из проката в мелкосерийном и единичном производстве. Сварными выполняют станины, рамы, корпуса редукторов, шкивы, зубчатые колеса, коленвалы, корпуса судов, кузова автомобилей, обшивку железнодорожных вагонов, трубопроводы, мосты и др. В массовом производстве применяют штампосварные детали.

Наибольшее распространение получили соединения электродуговой и газовой сваркой. Хорошо свариваются низко- и среднеуглеродистой стали. Высокоуглеродистые стали, чугуны и цветные металлы свариваются хуже.

Электродуговую сварку выполняют на сварочных автоматах, полуавтоматах, а также вручную.

При ручной сварке шов образуется главным образом за счет металла электрода, а при автоматической – в основном за счет расплавления основного металла.

Для сварки конструкционных сталей применяют электроды: Э42, Э42А, Э46, Э46А, Э50, Э50А и др. Число x 10 -> σв (МПа) шва, А – повышенное качество электрода, обеспечивающее получение более высоких пластических свойств металла шва.

В зависимости от типа сварного шва различают соединения стыковыми швами и угловыми швами.

1.1. Сварные соединения стыковыми швамиПри автоматической сварке в зависимости от толщины δ деталей

сварку выполняют односторонним или двусторонним швами.Односторонний -


- 15 –

Двухсторонний-

При толщинах δ<=15 мм сварку выполняют без дополнительной подготовки кромок.

При ручной сварке без подготовки кромок сварные листы δ<=8 мм. Шов накладывают с одной стороны при δ<=3 мм или с двух сторон 3<δ<=8 мм.

В районе сварного шва из-за высокой местной температуры может произойти изменение физических, химических и структурных свойств основного металла. Поэтому механические характеристики снизятся – появляется зона термического влияния. Разрушение сварного соединения происходит обычно в этой зоне, т.е. вблизи сварного шва.

Расчет сварных швов на статическую прочность проводят в опасном сечении в зоне термического влияния.

Условия прочности при нагружении растягивающей силой σр= <=[σ]Iр


- 16 –

При нагружении изгибающим моментом σи= [σ]Iр , W= .

При нагружении крутящим моментом τ= <=[τ]I.

1.2. Сварные соединения угловыми швамиОбразуются при сваривании деталей, кромки которых не имеют скосов,

что упрощает их изготовление.Угловой шов при нагружении испытывает сложное напряженное

состояние. Однако для простоты такой шов условно рассчитывают на срез под действием средних касательных напряжений τ.

Поверхность разрушения проходит приблизительно по биссектрисе прямого угла.

Применяют швы:а) нормального сечения в виде равнобедренного треугольника

соотношение катетов k1:k2=1:1.б) с соотношением k1:k2=1:1,5 или1:2.


- 17 –

в) вогнутые с соотношением k1:k2=1:1 и более.

В швах б) и в) существенно меньше концентрация напряжений, их необходимо применять при циклических напряжениях.

Катет шва примерно равен толщине сварных деталей, но не менее 3 мм.Площадь расчетного сечения шва принимают равной βkl, где l-длина

шва, β-коэффициент, характеризующий глубину проплавления.При ручной сварке β=0,7, для 2-х- 3-хпроходной полуавтоматической

β=0,8, для такой же, но автоматической β=0,9 и для однопроходной автоматической β=1,1.

1.3. Нахлесточные соединенияНахлесточное соединение выполняют фланговыми и лобовыми

швами.Фланговый – шов, расположенный параллельно, а лобовой –

перпендикулярно линии действия внешней силы. Величина нахлестки >=4δ. Длину шва ограничивают из-за неравномерности τ по длине 30мм<l<=60k. При l<30мм не успевает установиться тепловой режим. 1). Рассмотрим нахлесточное соединение двух пластин, нагруженных растягивающей силой.


- 18 –

Условия прочности флангового шва:

τ= <=[τ]I.

Условия прочности лобового шва:

τ= <=[τ]I.

Комбинированные швы. Для простоты считают, что швы нагружены равномерно:

τ= L=b+2l – периметр комбинированного шва.

Чтобы не было повышенных напряжений изгиба, накладывают 2 лобовых шва. 2). Соединение нагружено моментом T в плоскости стыка.


- 19 –

Приближенный расчет комбинированных угловых швов под действием T в плоскости стыка.

Допущения:а). Швы работают независимо.б). Фланговые швы короткие и передают только силы, направленные вдоль своей оси.в). Катет шва мал по сравнению с b.

Условно равновесие T уравновешивается парой сил во фланговых швах и моментом в лобовом.

T = Fb + Mл = Aшваτb + Wcτ = τ(Ab + Wc).

;

Aшва=βkl;Wc=βkb2/6;

1.4. Сварные тавровые соединенияТавровое соединение образуют элементы, расположенные во взаимно

перпендикулярных плоскостях. Соединение может быть стыковым швом и угловым.


- 20 –

а). Стыковой шов (швы с глубоким проплавлением) прочнее основного металла. Разрушение происходит в зоне термического влияния.

Учет сварки в выборе допускаемых напряжений для сварного шва.б). Угловой шов менее прочен, чем основной металл.

Если шов нагружен сжимающей силой, то считается, что часть силы передает основному металлу и допускаемые напряжения можно увеличить на 60%.

Допускаемые напряжения :

s – запас прочности, σT – предел текучести основного материала.s=1,35..1,6 – для низкоуглеродистых сталей, s=1,5..1,7 – для низколегированных.

Напряжения Электродуговая сваркаАвтоматическая и механич. под флюсом

РучнаяЭ42А, Э50А Э42, Э50

Раст. Срез 0,8 0,65 0,6

2. Резьбовые соединения


- 21 –

2.1. Достоинства и недостатки, применениеОтносятся к разъемным соединениям. Образуют две детали – с

внутренней и наружной резьбой.Достоинства:1. Обеспечивают возможность многократной сборки – разборки.2. При небольшой силе на ключе создают большие силы затяжки,

вследствие клинового воздействия резьбы.3. Позволяют выполнять регулирование взаимного расположения

деталей, например, осевого положения деталей на валу или осевого положения самого вала в корпусе.

Недостатки:Сравнительно большие размеры фланцев для размещения гаек или

головок винтов (при небольших размерах самого соединения).Применение:Для соединения нескольких деталей в одно целое (несколько секций

мостов, подъемных кранов).Для соединения нескольких сборочных единиц (редуктора и

фланцевого электродвигателя, колеса с полуосью автомобиля).Крепление узлов и деталей на основании (редуктора к плите, плиты к

полу цеха, резца в суппорте станка).Бывают резьбы на цилиндрических поверхностях и конических.Конические резьбы обеспечивают требуемую плотность соединения

без дополнительных уплотнений – за счет радиального натяга. Их применяют для соединения трубной арматуры, пробок, заглушек.

2.2. Материалы, классы прочности резьбовых деталей, допускаемые напряженияПо характеристикам статической прочности резьбовые детали

разделяют на классы прочности.Для болтов, винтов и шпилек из углеродистых нелегированных и

легированных сталей предусмотрены 12 классов прочности (от 3.6 до 12.9). Классы прочности обозначают двумя числами, разделенными точкой. Первое число х100 σв (в МПа) материала резьбовой детали, второе число х10 – отношение (в %) σТ (или условного предела текучести σ0,2) к временному сопротивлению σв. Произведение чисел х10 – номинальное значение σТ (или σ0,2) в МПа.

Для гаек из углеродистых и легированных сталей предусмотрены 7 классов прочности, обозначаемых одним числом: 4, 5, 6, 8, 10, 11, 12. Это


- 22 –

число указывает наибольший класс прочности болта, с которым гайка класса прочности 6 может быть применена с болтом не выше 6.8.

МатериалыКрепежные детали общего машиностроения изготовляют из низко- и

среднеуглеродистых сталей – сталь 10…35.Для высоко нагруженных применяют легированные стали – (30Х,

30ХГСА, 45, 40Г).Допускаемые напряжения [σ]p при действии на соединение постоянной

нагрузки:

, s – коэффициент запаса, s = 1,5…2,5 .

Меньшие значения при контролируемой затяжке (динамометрическим ключом или ключом предельного момента).

2.3. Момент завинчивания

При завинчивании гайки необходимо приложить момент Тзав

завинчивания для преодоления момента Тр сопротивления на торце гайки.

.

В стержне винта возникает Fзат.

2.4. Момент сопротивления в резьбеОпределяется как ползун, движущийся по наклонной плоскости.


- 23 –

Ψ – угол подъема резьбы.

tg

- угол тренияFt – окружная сила приложена на d2 (на среднем диаметре резьбы)

- завинчивания, отвинчивания

Момент в резьбе скручивает болт, вызывая касательные напряжения τкр.

2.5. Момент сил трения на торце гайки

Контакт гайки с плоскостью ограничен кольцом с внутренним диаметром do и наружным D=S. Приближенно момент трения

.

fторце – коэффициент трения на поверхности контакта.

2.6. Условие самоторможения резьбыВ большинстве резьбовых соединений должна обеспечиваться работа

без самоотвинчивания.Условие самоторможения без учета сил трения на торце гайки по

аналогии с наклонной плоскостью.Тотв > 0tg(φ-ψ) > 0φ > ψ


- 24 –

ψ – угол подъема резьбы (1,5…3о)φ – приведенный угол трения (при f=0,1…0,3 φ =6..16o)Все резьбы самотормозящие, но при действии статических нагрузок.

При вибрациях φ, уменьшается вследствие микро перемещений, смятия микронеровностей резьба отвинчивается. Нужно стопорение (см. л.р.№2).

2.7. КПД винтовой пары

Его можно вычислить как отношение работы, затрачиваемой на завинчивание без учета трения к работе с учетом трения.

Работа

Tp тем больше, чем больше , т.е. зависит от материала

резьбовой пары и от угла γ наклона профиля.Момент в резьбе Тр скручивает стержень винта (создает касательные

напряжения).

2.8. Прочность затянутого резьбового соединения

Эпюра распределения осевой силы по виткам резьбы – статически неопределима, решалась Жуковским.

На резьбовом участке стержень болта в предварительно затянутом соединении нагружен осевой силой Fзат и скручивающим моментом Тр.

В соответствии с энергетической теорией прочности


- 25 –

Внутренний диаметр болта dp=d1.

; - площадь опасного сечения по расчетному

диаметру dp.

Выполним подстановку:

Для метрических резьб d2/dp=1,05. ψ=1,5..3o φ=6..16o – хорошо смазываемые. С учетом числа затяжек и возможного заедания =1,15..1,7. За расчетное принимают 1,3.

Тогда условие прочности:

.

Физический смысл коэффициента 1,3 – с его помощью учитывается действие касательных напряжений от момента сопротивления в резьбе.

2.9. Расчет групповых резьбовых соединений

Рассмотрим основные случаи групповых болтовых соединений:1). Соединение нагружено силами и моментами, действующими в плоскости стыка (рис. 3.1).Допущения:

1). Сила F=N/z. (1)2).Соединяемые детали стремятся повернуться вокруг центра тяжести,

как жесткие детали. Отсюда следует условие равновесия:T=FT1ρ1+FT2ρ2+…+FTnρn. (2)3). При некотором угловом повороте радиус-вектора перемещение в

окружном направлении тем больше, чем дальше от центра масс расположено рассматриваемое сечение.

По закону Гука сила пропорциональна перемещению: большему перемещению соответствует большая сила.

Отсюда следует:

(3)


- 26 –

Выразим все силы через FT1:

(4)

Рис. 3.1.

Подставим (4) в (2):

(5)

Отсюда:

;

Или в общем виде:

; (6)

Суммарная сила, действующая на i-ый болт:;

2). Соединение нагружено внешней сдвигающей силой.

Возможны 2 варианта установки болтов:

а). Болт с зазором (рис. 3.2), т.е. имеется радиальный зазор между стержнем болта и стенками отверстия в деталях. Значение зазора 1-2 мм в зависимости от диаметра болта и точности сборки.


- 27 –

Рис. 3.2.

Условие работоспособности соединения – отсутствие относительного сдвига (несдвигаемость) деталей под действием силы F. Относительному сдвигу препятствуют силы трения, которые создает сила затяжки Fтр=Fзатf.

Условие несдвигаемости:Fтр≥FИли вводя коэффициент запаса по несдвигаемости kсдв , перейдем к

равенству kсдв≥1,5…2.iFзатf = kсдвF

f=0,3 – для необработанных стыков, f=0,5, f=0,1.

б). Болт без зазора (рис. 3.3).

Диаметр стержня dc на 1..2 мм больше наружного диаметра резьбы d.

Условие работоспособности соединения – несдвигаемость соединяемых деталей под действием внешней силы F. Выполнение этого условия обеспечивает стержень болта, работающий на срез и смятие. Влияние сил трения на стыке в этом случае пренебрегают.


- 28 –

Рис. 3.3

Напряжение среза ;

При определенной σсм выполняют некоторые упрощения, идущие в запас прочности. Эпюра серповидная, заменяют плоской со значением σсмmax.

.

3). Соединение нагружено внешней отрывающей силой.Рассмотрим предварительно затянутое резьбовое соединение цилиндра

и привертной крышки (рис.3.4).


- 29 –

Рис. 3.4.

Внутри цилиндра возникает давление газа (например, в блоке цилиндров двигателя внутреннего сгорания). Крышка и основание цилиндра нагружено силой N. Болты при сборке должны быть затянуты с силой Fзат, которая обеспечит плотность стыка, исключающей утечку газа.

Условие работоспособности соединения - нераскрытия стыкаРассмотрим условие нагружения одного болта (элемент А).При затяжке стержень болта нагружен силой Fзат. Затем на затянутое

соединение действует сила F=N/z (z – количество болтов, расположенных на равном расстоянии от линии действия силы N). Определить силу, нагружающую болт?


- 30 –

Рис. 3.5

Задача определения силы Fб является статически неопределимой. Для ее решения рассмотрим совместно силы и перемещения (деформации) деталей соединения. Их упругие свойства характеризует условно изображенная пружина.

Сохраним положение головки болта неизменным, а все деформации отразим в верхней части.

Под действием F зат детали (фланцы крышки и цилиндра, прокладки) сжимаются на суммарную величину упругих перемещений Δlд

| , а болт растягивается на Δlб

| . Податливость болта намного больше податливости деталей, поэтому Δlб

| >> Δlд| .

Внешняя отрывающая сила F уменьшает силу на стыке (детали частично восстанавливают свое первоначальное положение, перемещаясь на Δlд

||), но увеличивает силу на болт, который получает дополнительное удлинение на Δlб

||.Болт и детали при этом работают совместно : Δlб

|| = Δlд|

При Δlд| = Δlд

|| произойдет раскрытие стыка, что недопустимо.Рассмотрим условия равновесия крышки.

Рис. 3.6

Со стороны гайки на крышку действует сила ; со стороны детали – сила .

После приложения силы F (отрывающей) произойдет перераспределение сил : сила со стороны детали уменьшится на некоторую (пока неизвестную) величину R – стык разгружается и детали частично восстанавливают свою первоначальную форму. При этом сила .


- 31 –

Силу со стороны гайки найдем из условия равенства нулю суммы сил по вертикальной оси.

Следовательно: сила больше, чем , а сила меньше .Известно, что перемещение Δl мм детали длиной l, мм, под действием

силы ΔF (Н), зависит от податливости λ, мм/Н,

где , A – площадь поперечного сечения детали, мм2, E – 2.105 –

модуль упругости в МПа.Податливость комплекта деталей определяется как сумма

податливостей составляющих.

Ад – площадь поперечного сечения деформируемой части детали.

Рис. 3.7

Деформируемую зону представляют в виде усеченных конусов с

высотой .


- 32 –

Внутренний диаметр конусов dотв. Далее конус заменяют цилиндром с

наружным диаметром .

, D – размер под ключ.

Податливость болта определяют как сумму податливостей отдельных его участков: резьбового длиной lр и гладкого стержня длиной lст.

.

Применительно к рассматриваемому случаю:перемещение Δlб

II вызвано разностью сил и может быть найдено

.

Перемещение вызвано разностью сил .

.

Исходя из равенства ΔlбII = , имеем .

Отсюда получим зависимость для определения силы R разгружающей стык:

Наибольшая сила, по которой необходимо вести расчет болта на прочность:

.

χ- коэффициент основной нагрузки.

Или с учетом скручиваемости .

С учетом того, что получим формулу для вычисления

силы R, разгружающей стык:


- 33 –

Для стальных винтов и стальных или чугунных деталей χ=0,2 (при жестком стыке,без прокладок) или χ=0,3-0,4 (при наличии прокладок из паронита, резины и др.).

Таким образом:χF – сила, дополнительно нагружающая затянутый болт при действии

на соединение отрывающей силы F.(1-χ)F – сила, разгружающая стык.С точки зрения нагружения болта χ должен быть меньше (податливость

болта высокой, а деталей низкой – длинные тонкие болты и массивные фланцы) с точки зрения сохранения плотного герметичного стыка коэффициент χ должен быть большим (детали более податливы с помощью мягких прокладок (картонных, резиновых)).

2.10. Расчет витков резьбы на прочность

Рис. 3.8


- 34 –

Расчет витков резьбы на срез и смятие производят, когда одна из деталей выполнена из менее прочного материала.

Срез происходит по d1 у болта и d(D) – у гайки.Для болта:

;

Для гайки:

4. Соединения с натягом

Нагрузочная способность соединения с натягомПрименяют для передачи вращения момента осевой силы,

изгибающего момента.Преимущественно применяют соединения цилиндрических

поверхностей, но могут быть и конические.

Рис. 4.1


- 35 –

В месте соединения детали упруго деформируются и на поверхности контакта возникают нормально направленные давления, которые вызывают появление сил трения, способных воспринимать внешние нагрузки (рис.4.1).

Упрощенный расчет основан на предположении, что контактные давления р распределены равномерно по поверхности контакта.

Охватываемой детали (валу) присваивают индекс 1, охватывающей (втулке) – 2.

Условия работоспособности:1). Отсутствие относительного сдвига при действии Fa.

или (4.1)k – запас сцепления k=2…4.

(4.2)

p – посадочное давление, d, l – номинальный диаметр и длина соединения в мм, f – коэффициент трения, зависит от способа соединения, шероховатости поверхностей и их материала.

Условие (4.1) запишем:

(4.3)

2). Отсутствие относительного поворота деталей при действии вращающего момента Т:

(4.4)

Или

Отсюда : (4.5)

При одновременном нагружении Fa и T.

(4.6)

Определяем потребное посадочное давление из (4.6):

(4.7)

Посадочное давление связано с расчетным натягом δ (мкм) посадки известной из сопромата формулой Ламе (давление в толстостенных трубах):

(4.8)

Е1 , Е2 – модули упругости материалов вала и втулки; МПа. Для стали Е=2,1.105, для чугуна Е=0,9.105 , для бронзы Е=105 МПа.


- 36 –

.

С1 , С2 – коэффициенты жесткости.

μ1, μ2 – коэффициенты Пуассона: для стали μ=0,3, для чугуна μ=0,25, для бронзы μ=0,35.

Если (4.8) написать относительно δ и подставить (4.7), то определим расчетный (теоретический) натяг. Однако измеренный натяг будет отличаться от теоретического.

Рис. 4.2Они связаны зависимостью:

.Поправка учитывает способ сборки и условия эксплуатации

соединения:

- поправка учитывает обмятие микронеровностей при сборке, мкм.- учитывает снижение натяга, вследствие нагрева или охлаждения

деталей во время работы..


- 37 –

, Ra2 – среднеарифметические отклонения профиля..

, - коэффициенты линейного расширения, для стали 12*10-6 1/оС, для чугуна 10*10-6 1/оС, для бронзы 19*10-6 1/оС.

t1, t2 – средние рабочие температуры, to – температура окружающей среды оС.

Коэффициенты трения определяются экспериментально опытной запрессовкой и выпрессовкой.

fзапр = 0,06…0,2 – при смазке и без. Во избежание задиров применяют см. матер. и в расчетах принимают f = 0,08.

При сборке нагревом f =0,14, так как нет среза микронеровностей.Прочность деталей соединения

Рассмотрим поперечное сечение соединения:

Рис.4.3


- 38 –

Рис.4.4Выделенные элементы находятся под действием нормальных

радиальных σ2 и нормальных тангенциальных σt напряжений.По результатам решения задачи Лямэ втулка испытывает под

действием р радиальных напряжений сжатия и тангенциальных напряжений растяжения (воздушный шар при надувании).

Расчет ведут по максимальному натягу Nmax или Npmax.или - расчетные натяги.

По формуле Лямэ:

Наибольшие напряжения возникают для внутренней поверхности втулки и согласно решению Лямэ при действии :

Наибольшее эквивалентное напряжение по теории прочности максимальных касательных напряжений: или

Теория max касательных напряжений – критерий появления пластических деформаций.

Условие прочности для вала:


- 39 –

На практике опасной является втулка:

Рис. 4.5

5. Шпоночные соединения

Назначение – передача вращающих моментов между валом и ступицей.Достоинства – простота конструкций и сравнительно невысокая

стоимость изготовления, легкость монтажа и демонтажа.Недостатки – невысокая нагрузочная способность, в большинстве

случаев нужна ручная подгонка при установке шпонки в паз вала; пазы ослабляют вал и ступицу.

Применяют как неподвижное для передачи вращающих моментов, так и подвижное – направляющие и скользящие шпонки являются подвижными в осевом направлении.

Призматические шпонки

Рис. 5.1


- 40 –

Рис. 5.2

Рабочие – боковые грани шпонки.

-расчетная длина шпонки.k=h-t1.

-окр.

Соединения сегментными шпонкамиПолучают, отрезая от круглого прутка диск D и толщиной b, затем

разрезают пополам на 2 равных сегмента. длина .

Паз на валу – дисковой фрезой, в ступице – протяжкой или долбяком.

Рис. 5.3


- 41 –

Применяются в массовом и крупносерийном производстве, не требуют ручной подгонки.

Недостаток – ослабление вала глубоким пазом.

Рис. 5.4

Шпонки стандартизованы, приводятся для каждого d: b, h, t1, t2 и l.Проверяют на и , принимая .Материал - МПа (Ст 6, 45, 50).Неподвижная стальная ступица , сталь и чугун

80…110, подвижная без нагрузки 20…40 МПа. Клепку стальными заклепками 8…10, а также из латуни, меди легких сплавов осуществляют холодным способом, а остальных – горячим. Материал должен обладать достаточно пластичными свойствами

6. Шлицевые соединенияОбразуют выступы (зубья) на валу, входящие во впадины (шлицы) в

ступице.


- 42 –

Рис. 6.1

Рабочими являются боковые поверхности выступов.Выступы на валу выполняют фрезерованием, строганием или

накатыванием в холодном состоянии профильными роликами по методу продольной накатки.

Впадины в отверстия ступицы изготовляют протягиванием или долблением.

Шлицевые соединения представляют собой фактически многопоточное, у которых шпонки сделаны заодно с валом.

Назначение – передача вращающего момента с вала на ступицу.

Достоинства по сравнению со шпоночными:1. Способность точно центрировать соединения деталей.2. Меньшее число деталей.3. Большая несущая способность, так как больше суммарная площадь

контакта.4. Взаимозаменяемость (нет ручной пригонки).5. Меньшая концентрация напряжений, так как меньшая глубина

впадины на валу.

Недостатки – более сложная технология изготовления, а следовательно, более высокая стоимость.

Различают: подвижные и неподвижные (блок шестерен коробок, шпиндель сверлильного станка).

По форме выступов – прямобочные, эвольвентные и треугольные.

Соединения прямобочным профилем


- 43 –

Применяют в неподвижных и подвижных соединениях.Стандарт предусматривает 3 серии соединений: легкую, среднюю и

тяжелую, которые различаются высотой и числом Z выступов. Тяжелая серия имеет более высокие выступы и с большим Z.

Центрированные (совпадение геометрических осей) соединяемых деталей выполняют по наружному D, внутреннему d диаметрам или по боковым поверхностям b выступов.

Рис. 6.2

1). Центрирование по D: точность сопряжения обеспечивают протягиванием отверстий, шлифованием вала. По внутреннему диаметру d – зазор, по D – переходная посадка.

Так как используется протягивание, то твердость ступицы невысокая <=HB.

2). Центрирование по d (при высокой твердости ступицы >=45 HRC).


- 44 –

Отверстие шлифуют на внутришлифовальном станке, на валу – шлифование профильным кругом впадин, для чего предусмотрены канавки.

3). Центрирование по b – снижает точность центрирования, но обеспечивает более равномерное распределение нагрузки между зубьями. Применяют для передачи значительных и переменных по направлению моментов, и одновременно отсутствии высоких требований к центрированию (шлицевое соединение карданного вала автомобиля).

\

Соединение эвольвентным профилем

Боковая поверхность очерчена по эвольвенте. Отличается повышенной прочностью из-за утолщения зуба к основанию и плавным переходом к основанию.

Рис. 6.3

При изготовлении зубьев применяют хорошо отлаженную технологию изготовления зубчатых колес. За номинальный – принят D, α=30о, высота выступов h=m.

Применяют для передачи больших вращающих моментов, высокая точность центрирования.

Применяют центрирование по боковым поверхностям S, реже по наружному D.


- 45 –

Соединение треугольным профилем (рис.6.)Применяют в неподвижных соединениях. Имеет большое число мелких

выступов зубьев (Z=15…70, m=0,5…1,5). Угол β профиля зуба составляет 30, 36 или 45о. Применяют центрирование только по боковым поверхностям, точность центрирования невысокая.

Рис. 6.4

Применяют для передачи небольших вращающих моментов тонкостенными ступицами, пустотелыми валами, соединения стальных валов со ступицами из легких сплавов, в приводах управления (привод стеклоочистителя автомобиля).

Расчет шлицевых соединенийОсновным критерием работоспособности является сопротивление

рабочих поверхностей смятию и изнашиванию.Параметры соединений выбирают по таблицам.Упрощенный (приближенный) расчет:

.

- коэффициент неравномерного распределения нагрузки между шлицами (зависит от точности шлицов).

=1,1…1,5.


- 46 –

- средний диаметр, Z – число шлицев, - рабочая длина. и =Zm.

назначают и .

II. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

Общие сведения.В общем случае в машине можно выделить три составные части:

двигатель, передачу и исполнительный механизм.

В качестве двигателя чаще всего используют электродвигатель, двигатель внутреннего сгорания, турбину. Передачу механической энергии от двигателя к исполнительному механизму осуществляют с помощью различных передаточных механизмов (передач): зубчатых, червячных, ременных, цепных, фрикционных. Исполнительный механизм: колёса автомобиля, шпиндель станка, гребной винт корабля.

Оптимальной была бы машина без передачи (электрошпиндель – электродвигатель, на вал которого установлен шлифовальный круг). Необходимые частоты вращения электродвигателя и шлифовального круга в данном случае совпадают. Но так бывает редко, и поэтому используют передачи.

В зависимости от принципа действия механические передачи делятся на:

Передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные) Передачи трением (фрикционные, ременные)


- 47 –

Кроме передачи механической энергии, передачи служат для понижения (или повышения) частоты вращения от вала двигателя к валу исполнительного механизма

Основные параметры на ведущем и ведомом валах: мощность Р1, Р2; частоты вращения n1, n2; вращающие моменты Т1, Т2.

Вращающий момент Т(Нм) на любом валу можно вычислить по мощности Р(кВт) и частоте вращения n(мин-1)

Отсюда [кВт/мин-1]

Очевидно, что понижение n приводит к повышению Т.

1. Краткие сведения о контактных напряжениях. Задача Герца.

Контактные напряжения возникают при взаимодействии тел, размеры, площадки контакта которых малы по сравнению с размерами самих соприкасающихся тел.

Впервые исследованием контактных напряжений занимался немецкий физик Генрих Рудольф Герц (Hertz) (1857–1894). В его честь контактные напряжения обозначают с индексом H :


- 48 –

Рис 7.1

Контакт ненагруженных прижимающей силой цилиндров с параллельными осями происходит по линии (по образующей). Под действием прижимающей силы Fn вследствие упругих деформаций цилиндров первоначальный контакт переходит в контакт по узкой полоске шириной 2а. Как показывают исследования, в поперечном сечении по площадке контакта напряжения изменяются по эллиптическому закону с

по линии действия силы Fn.Числовые значения намного превышают значения других видов

напряжений (растяжения, изгиба), а также и . Так в подшипниках качения , а для ШХ15 , .

Отсутствие мгновенного разрушения объясняется тем, что в зоне контакта материал находится в условиях всестороннего объёмного сжатия. (

и - одноосное напряжённое состояние).Основное условие контактной прочности:

Для вычисления максимального контактного напряжения на площадке контакта используют формулу Герца, полученную из решения контактной задачи теории упругости:

где b – длина линии контакта (длина цилиндров); µ1, µ2 – коэффициенты Пуассона материалов контактирующих тел; Е1, Е2 - модули упругости: ρ1, ρ2 - радиусы кривизны контактирующих поверхностей Для контакта двух выпуклых поверхностей:


- 49 –

Рис.7.2.

Для контакта выпуклой и вогнутой поверхностей:

Рис.7.3

В общем виде:

Пример: для стальных цилиндров E1 = E2 = E, µ1 = µ2 = 0.3.

Тогда

Формула Герца выведена при следующих допущениях: материалы однородны и изотропны; в зоне контакта есть только упругие перемещения, а сила Fn

направлена по прямой, соединяющей центры кривизны поверхностей тел;

силы трения в контакте отсутствуют; на контактирующих поверхностях отсутствует смазочный

материал; длина цилиндров бесконечно большая

В реальных изделиях длина линии контакта конечна, на поверхности действуют силы трения, а сами поверхности смазаны.

Возможность использования формулы Герца обусловлена тем, что допускаемые напряжения [σ]H находят экспериментально для условий, близких к условиям эксплуатации.


- 50 –

2. Зубчатые передачи.

В зубчатой передаче движение передаётся с помощью зацепления пары зубчатых колёс. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестернёй, а большее – колесом.

Достоинства зубчатых передач: Относительно малые размеры и масса зубчатых передач в большом

диапазоне нагрузок (окружные силы – от близких к 0 в приборных механизмах до ~1000 кН в приводах прокатных станов);

Высокий КПД (97 …98%); Возможность изменения в широком диапазоне скоростей (Vокр – от

близких к 0 в системах перемещения телескопов до 250 м/с в приводе несущего винта вертолёта);

Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники; Постоянство среднего значения передаточного числа; Простота обслуживания;

Недостатки зубчатых передач: Необходимость высокой точности изготовления и монтажа; Шум при работе передачи;

Применение:Зубчатые передачи применяют в широком диапазоне областей и

условий работы: часы и приборы; коробки передач автомобилей, тракторов, других транспортных и дорожно-строительных машин; механизмы подъёма и поворота кранов; приводы прокатных станов, станков, конвейеров и др.

2.1. Цилиндрические передачи с внешним зацеплением.

В редукторе шестерня является ведущей и всем её параметрам присваивается индекс «1». Параметрам колеса (ведомому элементу) присваивается индекс «2».

Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с цилиндрической поверхностью, которая соосна начальной, называются линиями зубьев.

Если линии зацепления параллельны оси зубчатого колеса, такое колесо называется прямозубым.

Если эти линии винтовые постоянного шага, то зубчатое колесо называется косозубым.


- 51 –

Разновидностью косозубых колёс являются шевронные колёса без канавки и с канавкой для выхода инструмента.

Рис.7.4

Здесь aw – межосевое расстояние; z1, z2 – числа зубьев; b2 – ширина колеса;Точку П касания начальных окружностей d1 и d2 называют полюсом зацепления.

Расстояние между одноимёнными точками профилей соседних зубьев, измеренное в сечении, нормальном линиям зубьев, называется нормальным

шагом p . Отношение называется модулем и обозначается m.

Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Модуль измеряется в миллиметрах и назначается из стандартного ряда: 2; 2,5; 3;…

Запишем основные параметры зубчатой передачи через параметры зубчатых колёс:

Передаточное число с учётом того, что

Межосевое расстояние - для передач с внешним зацеплением;Для передач с внутренним зацеплением


- 52 –

.

В общем виде:

Рис.7.5

Знак «+» - для внешнего зацепления;Знак «-» - для внутреннего зацепления

Отношение - коэффициент ширины колеса.

Точность зубчатых передач.Работоспособность зубчатых передач существенно зависит от точности

изготовления зубчатых колёс.


- 53 –

Однако неизбежны погрешности изготовления, такие как: отклонения шага, профиля, направления зуба; радиальное биение зубчатого венца; колебание измерительного межосевого расстояния и др.

Эти погрешности приводят к шуму во время работы, вибрации, повышению динамичности и снижению равномерного распределения по длине контактных линий действующей нагрузки и другим вредным эффектам.

Точность зубчатых колёс регламентируют стандарты, в которых предусмотрено 12 степеней точности: от 1 до 12. Наиболее часто применяют 6, 7, 8 степени точности.

Для каждой степени точности установлены 3 нормы: Норма кинематической точности регламентирует разность

действительным и номинальным углами поворота ведомого зубчатого колеса передачи. Показатели кинематической влияют на внешнюю динамику передачи и точность позиционирования выходного вала по отношению к входному.

Норма плавности работы регламентирует колебания скорости вращения за один оборот колеса, вызывающие динамические нагрузки и шум.

Норма контакта зубьев регламентирует прилегание зубьев в собранной передаче, степень равномерности распределения нагрузки по контактным линиям и определяет работоспособность силовых передач.

Регламентирован также боковой зазор – расстояние между боковыми поверхностями зубьев, определяющее свободный поворот одного из зубчатых колёс при неподвижном парном зубчатом колесе. Боковой зазор необходим для предотвращения заклинивания зубьев при нагреве во время работы, а также для размещения смазочного материала и обеспечения свободного вращения колёс.

Размер зазора задают видом сопряжения: H – нулевой зазор, Е – малый, D и C – уменьшенный, В – нормальный, А – увеличенный.

Пример обозначения: 7 – 6 – 6 – С

Выбор степени точности для зубчатых колес:

7(точная) - зубчатые колеса, работающие при повышенных скоростях и умеренных нагрузках, колеса подачи в станках (в делительных цепях), авиа-, автостроения, передачи для устройств с точным отсчетом. Применяется при окружных скоростях до 10(15)м/с.8(средней точности)- для передач общего машиностроения (при окружных скоростях до 5(10)м/с).


- 54 –

9(пониженной точности) - для грубых приводов, ненагруженных передач(при окружных скоростях до 2(4)м/с). В скобках указана скорость для косозубых передач.ВИД СОПРЯЖЕНИЯ (БОКОВОЙ ЗАЗОР) определяется суммой двух слагаемых:1) зазор, обеспечивающий компенсацию температурных деформаций, мкм

fn1=aw[αt1(t1-t0)-α t2(t2-t0)]2sinα.1000,

где aw- межосевое расстояние, мм; αt1, αt2 – коэффициенты линейного

расширения материалов зубчатых колес, t1, t2 - рабочая температура колес,

t0=200С – температура окружающей среды.

2) зазор, обеспечивающий нормальные условия смазывания, мкм

fn2=10m -для тихоходных передач,

fn2=30m -для быстроходных передач.

Необходимый гарантированный боковой зазор:

fnmin=fn1+fn2.

По найденной величине fnmin выбирают вид сопряжения по таблицам ГОСТ 1683-81 для заданного межосевого расстояния.

Материалы зубчатых колёс.

Важнейшими критериями при выборе материалов являются масса и габариты передачи.

Стали : масса и габариты тем меньше, чем выше твёрдость рабочих поверхностей зубьев, которая зависит от марки стали и термической обработки.

Термообработку улучшение проводят до нарезания зубьев.Улучшенные стали: 40, 45, 50Г, 40Х, 45Х, 45ХН и др.

Твёрдость сердцевины зуба и его рабочей поверхности для улучшенных колёс одинаковая и составляет 235…302 HB. Зубья колёс из улучшенных сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность.

Закалке подвергаются стали с содержанием углерода больше 0,3%.Закалка – нагрев до критической температуры с последующим быстрым

охлаждением. Структура стали – мартенсит – мелкозернистая, обладает высокой твёрдостью.


- 55 –

Для охлаждения используют воду, водные растворы щелочей и солей, а также масло.

Вода приводит к появлению дефектов в виде закалочных трещин.Масло должно находиться при температуре . Если температура

выше , то масло начинает гореть.Для снятия внутренних напряжений применяют термообработку,

называемую отпуском. Существуют три вида отпуска: Низкий отпуск – происходит нагрев до ; при этом

снижаются внутренние напряжения, твёрдость не меняется, структура – мартенсит.

Средний отпуск – нагрев до . Этот отпуск применяется для пружин, рессор и т.д. Твёрдость 40…50 HRC. Структура – троостит.

Высокий отпуск – нагрев до . Высокий отпуск вместе с закалкой называется улучшение. При этом практически полностью снимаются внутренние напряжения, но понижается твёрдость – 280…350 HB.

Поверхностная закалка с индукционным нагревом ТВЧ целесообразна для колёс с модулем больше 2 мм. При малых модулях мелкий зуб прокаливается насквозь ,что приводит к короблению и делает зуб хрупким. Применяют стали 45, 40Х, 40ХН, 35ХН. Твёрдость 45…53 HRC. Сердцевина улучшенная.

Цементация – поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой. Стали 20Х, 12ХН3А, 18ХГТ. Твёрдость 56…63 HRC. Нецементируемые поверхности покрывают медью.

Азотирование – насыщение поверхности зубьев азотом – обеспечивает особо высокую твёрдость поверхности зубьев без последующей закалки. Оно сопровождается малым короблением и позволяет получать зубья высокой точности без последующих доводочных операций. Стали для азотирования: 38Х2МЮА, 40ХНМА. Твёрдость 58…65 HRC. Процесс азотирования высоко токсичен из-за появления в атмосфере аммиака.

Зубья с твёрдостью больше 45 HRC нарезают до термообработки.При назначении твёрдости следует иметь в виду, что большей твёрдости

соответствует более сложная технология изготовления зубчатых колёс.Кроме стали, для изготовления зубчатых колёс используются: Чугуны – применяют для тихоходных крупногабаритных и открытых

(без корпуса) передач, которые имеют большие размеры и могут работать при скудной смазке.

Пластмассы – применяют для слабонагруженных передач, которые работают бесшумно и плавно.


- 56 –

Виды разрушения зубьев. Критерии работоспособности и расчёта зубчатых передач.

Рис. 7.6


- 57 –

b – основной шаг; т.B1 – точка входа в зацепление, т.В2 – точка выхода. В1В2 – активный участок.db1, db2 – диаметры основных окружностей;dw1, dw2 – диаметры начальных окружностей;da1, da2 – диаметры окружностей вершин;df1, df2 – диаметры окружностей впадин;участок B’B” – участок однопарного зацепления (вся нагрузка передаётся

одной парой зубьев);участки B1B’ и B2B’ – участки двухпарного зацепления (нагрузка

распределяется между двумя парами зубьев);

Из-за разности скоростей V1 и V2 возникает скольжение.

Проходя зону зацепления при работе передачи, зубья подвергаются циклическому нагружению. При этом на контактирующих поверхностях зубьев действует нормальная к поверхности сила, а также сила трения.

Для каждого зуба напряжения изменяются во времени по отнулевому циклу, что является причиной усталостного разрушения, выкрашивания рабочих поверхностей или излома зубьев. Скольжение и силы трения в зацеплении вызывают изнашивание и заедание зубьев.

1) .Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев – основной вид разрушения зубьев для большинства закрытых, хорошо смазываемых передач.

Разрушение проявляется в виде оспинок (ямок) и начинается вблизи полюсной линии в зоне однопарного зацепления (где действует максимальная нагрузка) у ножки зуба, а затем распространяется на всю поверхность ножки. Со временем ямки выкрашивания сливаются, начинается прогрессивное выкрашивание.

Рис. 7.7


- 58 –

2). Абразивный износ характерен для открытых передач или передач, работающих в засорённой среде (горные, дорожные, строительные и другие машины).3). Заедание зубьев – местное молекулярное сцепление (микросварка) сопряжённых поверхностей зубьев вследствие разрушения смазочной плёнки и местного повышения температуры при относительном скольжении в зоне контакта.

Заедание зубьев предупреждают повышением твёрдости поверхностей, подбором противозадирных масел.

Расчёты на заедание сводятся к проверке температуры в местах контакта и в сопоставлении её с температурой вспышки масел.

4). Излом зубьев является наиболее опасным видом разрушения, т.к. приводит к полной утрате работоспособности передачи. Поломку зубьев относят к категории внезапных и полных отказов.

Излом зубьев является следствием действия отнулевого цикла напряжений изгиба или перегрузки ударного действия.

Усталостная поломка связана с развитием трещины у основания зуба, где от изгиба возникают наибольшие напряжения растяжения.

При усталостном разрушении на теле колеса после излома остаётся вогнутая, а при поломке от перегрузки – выпуклая поверхность.

Рис. 7.8

Выбор допускаемых напряжений.Выбор допускаемых напряжений базируется на кривых усталости

(рис.7.9).Они получены экспериментально на образцах – аналогах зубчатых

колёс.


- 59 –

На рисунке показана кривая усталости в координатах: амплитуда напряжений цикла – число циклов нагружения до разрушения образца.

Наклонный участок кривой усталости в точке G переходит в горизонтальный. Число циклов NG , соответствующий точке перелома G, называется базовым числом циклов, а соответствующее ему напряжение σlim – пределом выносливости.

При напряжении передача теоретически может работать длительное время, а при напряжении - ограниченное время.

Рис. 7.9

Наклонный участок кривой описывается степенной функцией. Для точек i и G запишем:

где q – показатель степени (q = 6…9); С – константа, зависящая от твёрдости материала.

Приравнивая правые части, получим

Эта зависимость используется для определения допускаемых напряжений.

Запишем выражение для контактных напряжений [σ]H при назначенном ресурсе Nk:


- 60 –

, S – запас прочности;

тогда

,

где - коэффициент долговечности,

Назначенный ресурс , где n – частота вращения зубчатого колеса, мин-1;

nз – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за его один оборот; LH – суммарное время работы передачи (в часах).

для улучшенных сталей:

Рис. 7.10

Кроме долговечности на допускаемые напряжения влияет шероховатость сопряженных поверхностей: ZR = 1 для Ra =1,25…0,63 мкм (шлифование) ZR = 0,45 для Ra = 2,5…1,25 мкм

ZV – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: для ; для , V – скорость, м/сКоэффициент запаса прочности SH = 1.1…1.2, зависящий от материала

колёс.Допускаемые напряжения определяются отдельно для шестерни ( )и

колеса ( ).


- 61 –

Для прямозубых колёс: Для непрямых зубьев: в связи с расположением линии контакта под углом

к полюсной линии допускаемые напряжения можно повысить: При этом: для цилиндрических передач для конических передач , где

Допускаемые напряжения изгибаДопускаемые напряжения изгиба вычисляются отдельно для шестерни и

колеса по зависимостям, аналогичным допускаемым контактным напряжениям.

Предел выносливости зубьев при изгибе σFlim соответствует базовому числу циклов напряжений NGF и зависит от химико-термической обработки материала и технологии изготовления. Например, для термообработки улучшение σFlim = 1,75НВср, где НВср – средняя твёрдость сердцевины зубьев.

SF – запас прочности, SF = 1,55…1,7;

1. Коэффициент долговечности ,

q = 6 и YN max = 4 – для нормальных и улучшенных сталей; q = 9 и YN max = 2,5 – для закалённых и поверхностно-упрочнённых

зубьев;

2. Коэффициент YR учитывает влияние шероховатости переходной поверхности.

YR = 1 при зубофрезеровании и шлифовании; YR = 1,05…1,2 для полированной падины (меньше для азотированных, больше для улучшенных сталей).

3. Коэффициент YА учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки. При реверсивном нагружении (цикл нагружения – знакопеременный) предел выносливости меньше, что учитывает коэффициент YА<1.

4. Коэффициент YZ учитывает способ получения заготовки колеса: для поковки и штамповки YZ = 1; для проката YZ = 0,9;


- 62 –

для литья YZ = 0,8;

Учёт нагрузок, изменяющихся во времени.Большинство зубчатых передач работает при переменных режимах нагружения, которые задаются циклограммами (рис.7.11). NK – число циклов, соответствующее требуемому сроку службы tΣ. Расчёт на выносливость ведут по максимальному длительно действующему моменту 1max TT c циклов (при изгибной выносливости) и (при контактной выносливости).

Рис. 7.11 При этом накопление усталостных повреждений произойдёт за меньшее,

чем NK, количество циклов и Коэффициенты µH и µF зависят от типовых режимов нагружения,

построенных на основе статического анализа циклограмм нагружения различных машин. Типовые режимы построены в относительных

координатах (рис.7.12). 0 – постоянный режим;1 – тяжёлый режим;

2 – средний равновероятный режим (одинаковое время работы со всеми нагрузками); 3 – средний нормальный режим; 4 – лёгкий режим (работает большую часть времени с нагрузкой ниже средней);


- 63 –

5 – особо лёгкий режим (работает с малыми нагрузками);

Рис. 7.12

Расчётная нагрузка.Во время работы в зубчатой передаче возникают дополнительные

нагрузки, вызванные погрешностями изготовления и податливостью зубьев, валов, опор, упругими перекосами валов и т.д.

В расчётах это учитывают коэффициентом нагрузки К, тогда расчётная нагрузка равна КFF номP

, где КА – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. КА = 1 – если внешняя динамическая нагрузка учтена в циклограмме;

КА = 1…2 – в зависимости от равномерности движения двигателя и приводного вала исполнительной машины.

Кβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Кβ = 1,05…1,2 КV – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.

КV = 1,05…1,5 Кα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Кα = 1,02…1,1Концентрация нагрузки по длине контактных линий ( K Hβ и K Fβ ) возникает вследствие погрешности направления зубьев, упругих деформаций зубьев, валов, опор. Это вызывает относительный перекос γ зубьев при начальном контакте.


- 64 –

Рис. 7.13

При передаче вращающих моментов зубья контактируют по всей длине, однако нагрузка распределена неравномерно, т.к. перемещения сечений зубьев неодинаковы.

Коэффициент концентрации нагрузки Кβ определяется отношением Wmax/Wср и зависит от угла перекоса, ширины колеса (ψbd=b/d) и расположения колёс относительно опор.

При симметричном расположении γ=0; наибольший угол γ – при консольном расположении колёс.

Погрешности направления зубьев регламентируются степенью точности по нормам контакта.

Зубья колёс могут прирабатываться. В результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому коэффициенты концентрации нагрузки в начальный период времени

или и после приработки и разные. Значение Кβ лежит в пределах 1,05…1,5

, где

KHW – коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Он зависит от твёрдости и окружной скорости колёс.


- 65 –

Для снижения значения Kβ следует располагать колёса симметрично относительно опор, увеличивать жесткости зубчатых колёс, валов, опор, повышать жесткость деталей, на которых они посажены, применять бочкообразные зубья.

Рис. 7.14

Внутренняя динамическая нагрузка в зацеплении ( K V) .Внутренняя динамическая нагрузка в зацеплении связана с ударами зубьев

на входе в зацепление из-за ошибок изготовления шага и деформации зубьев под нагрузкой.

Номинальная сила F в зацеплении при ударе увеличивается на ΔF. Тогда полная динамическая нагрузка равна:

KV зависит от твёрдости, степени точности колес, а также от окружной скорости (при больших окружных скоростях могут возникнуть резонансы, которые увеличивают мгновенную нагрузку на зуб в 2…3 раза, что приводит к более быстрому накоплению усталостных напряжений).

Распределение нагрузки между зубьями (Kα) зависит от средней квадратичной суммарной погрешности шагов зубьев шестерни и колеса, суммарной податливости пары зацепляющихся зубьев и их склонности к приработке. Для ориентировочных расчётов можно принять:

- для прямозубых колёс - для косозубых и шевронных передач , где nст - число, соответствующее степени точности по нормам

плавности; К – коэффициент, зависящий от приработки: К = 0,06 – для улучшенных сталей; К = 0,12 – для закалённых сталей;


- 66 –

Силы в зацеплении цилиндрических передач.Силы принято определять в полюсе зацепления, где вся нагрузка

передаётся одной парой зубьев. Распределённую по площадке контакта нагрузку заменяют равнодействующей Fn , нормальной к поверхности зуба.

Рис. 7.15

Окружная сила ,

где , - диаметры делительных окружностей

В прямозубой передаче β = 0.На ведомом колесе направление Ft совпадает с направлением вращения, на ведущем – противоположно.

Осевая сила Радиальная сила (из А-А)

, таким образом, можно записать

- нормальная сила в зацеплении

αw – угол зацепления; обычно αw = α = 20˚


- 67 –

Вектор Fr направлен к оси у колёс с внешним зацеплением, и от оси – у колёс с внутренним зацеплением.

Расчёт прямозубых цилиндрических передач на контактную прочность.

Контактная прочность зубьев является основным критерием работоспособности закрытых, обильно смазываемых и защищённых от загрязнения зубчатых передач.

Разрушение начинается вблизи полюса. Поэтому расчётные напряжения определяются на линии контакта, проходящей через полюс П.

Цель расчёта состоит в определении размеров передачи, выборе материалов колёс, при которых не будет прогрессивного выкрашивания.

Условие прочности: где σH – расчётное контактное напряжение; [σ]H – допускаемое контактное напряжение;

Ранее было получено, что межосевое расстояние

Отсюда получим и

где - передаточное число;


- 68 –


- 69 –

Рис. 7.16

- делительный угол профиля в торцовом сечении;

α – угол профиля;

- межосевое расстояние;

,

В качестве исходной формулы принимают формулу Герца для контакта двух цилиндров при их сжатии:

Fn – нормальная результирующая сила;

с учётом коэффициента нагрузки при β = 0;

- суммарная длина контактных линий; в прямозубой передаче в зоне однопарного зацепления bw (в полюсе П), в зоне двухпарного зацепления - 2bw;


- 70 –

Для расчётов принимают

εα – коэффициент торцового перекрытия; zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных

линий;

Контакт двух зубьев рассматривается как контакт двух цилиндров с радиусами кривизны и в полюсе П.

Обозначим в формуле (1) упругие характеристики материала через ZE , т.е.

- коэффициент, учитывающий упругие свойства материала;

Для стали E1 = E2 =2.1*105 МПа, μ1 = μ2 = 0,3 и ZE = 191.6 МПа0,5

Приведённый радиус кривизны

Определим радиусы кривизны из ΔО1ПN1 и ΔО2ПN2 :

αt – эвольвентный угол профиля;Заменив , получим:

Подставим выражение для в формулу (1) и получим:

Дополнительно обозначим - коэффициент, учитывающий

форму сопряжённых поверхностей; Для передач без смещения (X1 =X2=0) и равносмещённых передач (X1 +

X2=0): αt = α = 20˚ и ZE = 2.5Зависимость для расчёта контактных напряжений прямозубых передач:


- 71 –

Выразим окружную силу на делительной окружности через вращающий

момент:

Заменим через : После данных преобразований запишем:

Если заменить и , получим:

Решим это неравенство относительно , приняв :

Обозначим тогда

формула проектировочного расчёта цилиндрических зубчатых передач

В соответствии со стандартом для прямозубых передач Ka = 450 МПа1/3; для косозубых и шевронных Ka = 410 МПа1/3;

для прямозубых передач Zσ = 9600; для косозубых передач Zσ = 8400;

Из полученных формул следует, что контактная прочность зубьев колёс зависит от материала и размеров передачи и не зависит от модуля и числа зубьев в отдельности.

При одном и том же m и z могут быть разными, но при этом должно соблюдаться условие:

и

3

22

221

Hba

Haw

U

TKUKa


- 72 –

Расчёт зубьев цилиндрических передач на прочность при изгибе.

Вторым из двух основных критериев работоспособности зубчатых передач является прочность при изгибе.

Принимаются следующие допущения:1. В зацеплении находится одна пара зубьев;2. Зуб рассматривается как консольная балка, нагруженная

сосредоточенной силой F , приложенной к вершине зуба; Зуб в опасном сечении испытывает сжатие от Fрад и изгиб от Fокр ;

;

На стороне сжатия результирующее напряжение больше, чем на растянутой стороне. Однако эксперимент показывает, что образование усталостных трещин начинается на растянутой стороне (в т.А). Очевидно, это связано с тем, что в т.А больше теоретический коэффициент концентрации напряжений - ασ .

Расчётные напряжения:


- 73 –

Рис. 7.17

Распишем выражения для σСЖ и σИ :

Умножим первую дробь на m2 , а вторую – на m :

- нормальная сила;

Тогда

Введём - коэффициент, учитывающий форму зуба и

концентрацию напряжений;

YFS зависит от числа зубьев Z и от коэффициента смещения исходного контура X.Формула для проверочного расчёта зубчатых передач по напряжению изгиба:

В формулу дополнительно введены следующие коэффициенты: Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зубьев; для прямозубых колёс (β=0) Yβ = 1


- 74 –

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямозубых колёс Yε = 1 при степени точности 8, 9 Yε = 0,8 при степени точности 5 – 7

Из-за меньшего числа зубьев коэффициент концентрации напряжений ασ

у шестерни больше, следовательно, YFS1 > YFS2. Для обеспечения примерно равной изгибной прочности шестерни и колеса шестерню изготовляют из более прочного по сравнению с колесом материала.

Условие равной изгибной прочности:

При проектном расчёте, учитывая выражения:

, и ,

где ψm – коэффициент относительной ширины,

Можно записать:

7.2. Конические зубчатые передачи

Применяются для передачи механической энергии между пересекающимися осями. Наибольшее распространение получили ортогональные (с углом конуса 90) передачи. Выполняют конические передачи прямозубые и с круговым зубом.


- 75 –

Рис.7.18

Линии зуба в конических колесах с круговыми зубьями являются дугами окружностей.

Прямозубые передачи применяют при V < 3 м/с.Зацепление двух конических колес можно представить как качение без

скольжения конусов с углами при вершине 21 и 22. Эти конусы называются начальными. Выполняют без смещения или равносмещенными, поэтому начальные конусы совпадают с делительными. Линия касания конусов ОЕ называется полюсной линией.

Угол между осями зубчатых колес равен сумме углов делительных конусов

= 1 + 2.Недостаток: Нужна регулировка – вершины делительных конусов

должны совпадать.

Геометрические параметры

Из рисунка

; ,

где u = 1/2 - передаточное отношение, равное передаточному числу z2/z1.


- 76 –

Рис.7.19

Внешние делительные диаметры колес

mte – окружной модуль зацепления на внешнем торце.

Внешнее конусное расстояние

Среднее конусное расстояние (В этом сечении ведут расчет на прочность).

где Kbe = b / Re – коэффициент ширины зубчатого венца. Обычно Kbe = 0,285.

Средний делительный диаметр и модуль определяются из условия подобия

или

или

mtm – окружной модуль в среднем сечении.

Диаметр вершин зубьев


- 77 –

Для конических колес с прямыми зубьями в качестве расчетного принимают внешний окружной модуль mte, а для конических колес с круговыми зубьями – средний нормальный модуль в середине зубчатого венца

Допускается использовать нестандартное значение модулей, чтобы использовать при нарезании одну и ту же резцовую головку.

Эквивалентное колесоПри качении без скольжения плоскости по основному конусу точки

прямой, например OE, опишут коническую эвольвентную поверхность зуба. Точка Е опишет эвольвенту на поверхности шара R = Re. На практике сферическую поверхность заменяют касательной конической, образующие которой нормальны к делительному конусу О1М ОМ. Эту поверхность называют дополнительным делительным конусом.

Рис. 7.20

Для прямозубой передачи профили зубьев конического колеса на делительном дополнительном конусе близки к профилям зубьев цилиндрического прямозубого колеса с делительным диаметром dv. Дополнив развертку делительного дополнительного конуса до полной окружности, получим эквивалентное колесо с числом зубьев zv и делительным диаметром


- 78 –

С одной стороны С другой из O1MA

, но ,

dm1,2 = d1 или d2 – диаметр делительной окружности

Из равенства получим эквивалентное число зубьев

Для кругового зуба профили в нормальном сечении близки к профилям прямозубых колес. Двойное приведение: конического к цилиндрическому и кругового к прямого:

Осевая форма зубаЗубья конических колес в зависимости от изменения размеров их нормальных сечений по длине выполняют трех осевых форм:

Рис. 7.21

Осевая форма I – нормально понижающиеся зубья. Вершины конусов делительного и впадин совпадают. Применяют для прямых, а также ограниченно для круговых при m 2 мм.

Осевая форма II – нормально сужающиеся зубья. Вершина конуса впадин расположена так, что ширина дна впадины колеса постоянна. Эта форма обеспечивает оптимальную прочность на изгиб во всех сечениях. Является основной для колес с круговыми зубьями.


- 79 –

Осевая форма III – равновысокие зубья. Высота зубьев постоянна по всей длине. Применяют для не ортогональных с < 40, а также с круговыми с = 90 с m > 2…2,5 и

Силы в зацеплении

Рис. 7.22

Место приложения силы Fn, действующей перпендикулярно поверхности зубьев, - на середине ширины зубчатого венца.

Силу Fn раскладывают на составляющие Fr и осевую Fa.

Для прямозубой передачи:


- 80 –

Для колеса: Fr2 = - Fa1; Fa2 = - Fr1.

Для передач с круговыми зубьями:для шестерни:

Верхние знаки – когда направление винтовой линии зуба и вращение колеса совпадают при наблюдении со стороны вершины конуса.

Расчет на прочностьПроводят так же, как расчет цилиндрической передачи с

эквивалентными зубчатыми колесами dv1 и dv2 в среднем сечении длины зуба.Для прямозубой передачи

Расчетная нагрузка принимается равной силе, приложенной к средней по ширине венца делительной окружности конических колес.

Заменим ,

Вместо dm1 подставляем

а u меняем на uv и производим приближенную замену на

Кроме того, вводим установленный опытным путем коэффициент понижения несущей способности конических передач по сравнению с эквивалентным цилиндрическим (H = 0,85).

Для прямозубых Kz = 431, получим формулу для проверочного расчета стальных зубчатых колес

Для передач x = 0, Kz = 431, x1 + x2 = 0

При проектном расчете внешний диаметр при Kbe = 0,285 равен

Проверочный расчет по напряжениям изгиба проводят по формулам, аналогичным для цилиндрических передач.


- 81 –

При

YF1 определяется по zv

Для прямозубых колес F = 0,85Для круговых зависит от твердости F > 0,85.

Модуль при проектном расчете определяется

- это расчетный модуль, где

m = b/mte – относительная ширина колес. Выбор допускаемых напряжений (см. выше).Направляющие резцов разводят при настройке станка на угол,

соответствующий окружному модулю mte на дополнительном конусе, поэтому mte - расчетный.

7.3. Червячные передачи

ЧП применяют для вращательного движения между валами, оси которых перекрещиваются в пространстве. В большинстве случаев угол перекрещивания равен 90.

Ведущим является червяк, представляющий собой зубчатое колесо с малым числом зубьев (z = 1…4) (витков), похожее на винт с трапециидальной или близкой к ней по форме резьбой. Для увеличения длины контактных линий в зацеплении с червяком зубья червячного колеса в осевом сечении имеют форму дуги.

В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи бывают с цилиндрическими или глобоидным червяком.

Достоинства:


- 82 –

1. Возможность получения большого передаточного числа в одной ступени (до 80);

2. Компактность и сравнительно небольшая масса;3. Плавность и бесшумность работы;4. Возможность получения самотормозящей передачи, т.е.

допускающей движение только от червяка к колесу;5. Возможность получения точных и малых перемещений.

Рис. 7.23

Недостатки: 1. Сравнительно низкий КПД вследствие повышенного скольжения

витков червяка по зубьям колеса и значительное в связи с этим выделение теплоты в зоне зацепления;

2. Необходимость применения для венцов червячных колес дорогих антифрикционных материалов;

3. Повышенное изнашивание и склонность к заеданию;4. Необходимость регулирования зацепления.Применение.

Широко применяются в транспортных и подъемно-транспортных машинах при небольших и средних мощностях (механизм подъема лифта, лебедки, тали, трансмиссии транспортных машин и др.), а также с целью получения малых и точных перемещений (делительные устройства станков, механизмы настройки. Регулировки и др.).


- 83 –

Геометрия червячной передачиПо форме боковой поверхности витка червяки делят на архимедовы

(ZA), конволютные (ZN), эвольвентные (ZI), нелинейчатые с поверхностью, образованной конусом (ZK), и с вогнутым профилем витка (ZT).

Рис. 7.24

Эвольвентный червяк (ZI). Левую и правую стороны витка нарезают разными резцами.

Рис.7.25

В торцовом сечении (Г-Г) профиль витка очерчен эвольвентой, в осевом сечении (А-А) – выпуклый (криволинейный).

С целью повышения качественных показателей передачи, витки червяка подвергают поверхностной т/о с последующим шлифованием рабочей поверхности витков. Эвольвентные червяки могут быть


- 84 –

прошлифованы плоской поверхностью шлифовального круга с высокой точностью.

Производительные способы нарезания и простота шлифования обусловливают высокую технологичность эвольвентных червяков.

Архимедов червяк (ZA). Имеет в осевом сечении прямолинейный профиль с углом 2. В торцовом сечении – очерчен архимедовой спиралью. Боковые поверхности витков могут быть прошлифованы только специально профилированным по сложной кривой шлифовальным кругом. Поэтому т/о с последующим шлифованием не выполняют, а применяют архимедовы червяки с низкой твердостью в тихоходных передачах с невысокими требованиями к нагрузочной способности к ресурсу.

Рис. 7.26

Конволютный червяк. Имеет прямолинейный профиль впадины в нормальном сечении, а в осевом сечении – выпуклый профиль, в торцовом сечении – удлиненная эвольвента.

Рис. 7.27


- 85 –

Недостатком передач с конволютными червяками является сложная форма инструмента для шлифования червяков. Поэтому их применяют в условиях мелкосерийного производства.

Нелинейчатые червяки получаются шлифованием конволютных червяков дисковыми шлифовальными кругами конусной или тороидальной формы. Витки таких червяков во всех сечениях имеют криволинейный профиль, близкий к конволютным. Поверхности витков шлифуют с высокой точностью конусными или тороидным кругом.

Передачи с нелинейчатыми червяками характеризует повышенная нагрузочная способность.

Для силовых передач следует применять эвольвентные или нелинейчатые червяки.

Геометрические размеры червяка и колеса определяют по формулам, аналогичным формулам для зубчатых колес.

Рис. 7.28

- d1 = mq – делительный диаметр,где q – число модулей в делительном диаметре или коэффициент диаметра червяка. С целью сокращения номенклатуры зуборезного инструмента значения q стандартизованы: 8, 10, 12.5, 16, 20.

- Расчетный шаг червяка p = m- Ход витка ph = pz1, где z1 – число заходов (витков) червяка: 1, 2 или

4 (3 стандартом не предусмотрено)- Угол профиля: для эвольвентных, архимедовых и конволютных

червяком = 20, для червяков, образованных тором = 22.- диаметр вершин витков da1 = d1 + 2m- диаметр впадин df1 = d1 – 2.4m


- 86 –

- делительный угол подъема линии витка- длина нарезанной части – b. Определяется из условия нахождения в

зацеплении максимально возможного числа зубьев колеса.

Для червяка со смещением дополнительно вычисляют- диаметр начального цилиндраdw1 d1 = m(q+2x), x – коэффициент смещения - угол подъема линии витка на начальном цилиндреtgw = z1/(q+2x)Основные геометрические размеры ЧК определяются в среднем сечении.

Рис. 7.29

У передачи со смещением изменится dw1. Делительный диаметр и совпадающий с ним начальный диаметр колеса

с числом зубьев z2

d2 = dw2 = mz2

Межосевое расстояниеaw = 0.5(d1+d2) = 0.5(mq + mz2) = 0.5m(q + z2)ЧП со смещением выполняют в целях обеспечения заданного aw.Для нарезания зубьев колес в передачах со смещением и без смещения

используют один и то же инструмент. Поэтому нарезание со смещением выполняют только у колеса.

При заданном aw коэффициент смещения инструмента равен


- 87 –

Значение x выбирают по условию неподрезания и незаострения зубьев. (Допускается x 1), а для передач с вогнутым профилем витка червяка 1 x 1,4.

da2 = d2 + 2 m (1 + x)df2 = d2 + 2 m (1,2 - x)Наибольший диаметр ЧКdaM2 da2 + 6 m /(z1 + K)

K = 2 – для передач с эвольвентным червякомK = 4 – для передач нелинейчатых.

ЧК является косозубым с углом наклона w. Условный угол обхвата 2 для расчета на прочность находят по точкам пересечения окружности диаметром (da1 – 0.5m) и линиями торцев ЧК.

Передаточное число

Во избежание подреза зуба число зубьев z2 26.

Скольжение в ЧП

Рис. 7.30


- 88 –

w - угол подъема винтовой линии на начальном цилиндре.При работе ЧП витки червяка скользят по зубьям колеса. Скорость

скольжения vск может быть найдена из параллелограмма скоростей.v1 и v2 - окружные скорости червяка и ЧК.

Как видно vск > v1 всегда.Скольжение приводит к значительным потерям в зацеплении, нагреву

передачи, изнашиванию зубьев ЧК, увеличивает склонность к заеданию.

Несущая способность перемещающихся одна по другой смазанных поверхностей значительно выше, если между ними обеспечен зазор в направлении скорости. При этом масло затягивается в клиновой зазор, разделяет сопряженные поверхности

и воспринимает действующую нагрузку, т.е. vск контактной линии.

Если же скольжение происходит вдоль контактной линии, т.е. vск || контактной линии, то масляный слой в зоне контакта образоваться не может, появляются условия для заедания.

Рис. 7.31


- 89 –

Схема зуба ЧК с нанесенной на ней контактной линией a-a, ряд последовательных положений которой в процессе зацепления обозначены 1, 2, 3. Как видим, в положении 3 vск направлена по касательной к контактной линии.

Зона, в которой vск почти совпадает с контактной линией, заштрихована.

Изнашивание, заедание начинается именно в этой зоне и затем распространяется на всю рабочую поверхность зубьев колеса.

Наиболее благоприятной является часть зуба со стороны выхода червяка из зацепления.

КПД ЧП определяется аналогично КПД резьбовой пары, которая по кинематическим свойствам аналогична ЧП.

1 – приведенный угол трения, уменьшающийся с увеличением vск.з увеличивается с ростом w.Большие углы w выполнимы в передачах с 4-х заходным червяком и с

малыми передаточными числами. КПД ЧП = 0.75…0.95.

Силы в зацепленииСилу принимают сосредоточенной и приложенной в полюсе

зацепления по нормали к рабочей поверхности витка.

Рис. 7.32

Окружная сила Ft2 на ЧП

Ft2 = 2103T2/d2

T2 – вращающий момент на колесе, Нм,d2 – делительный диаметр колеса, мм.


- 90 –

Осевая сила Fa1 на червяке равна Ft2.Fa1 = Ft2

Окружная сила Ft1 на червякеT1 – вращающий момент на червяке, Нм.

Осевая сила на ЧКFa2 = Ft1

Радиальная сила Fr1 = Fr2 = Ft2tgНаправление силы Ft2 всегда совпадает с направлением вращения

колеса!

Материалы червяков и венцов червячных колес

Червяк и колесо должны обладать достаточной прочностью и ввиду значительной vск в зацеплении образовывать антифрикционную хорошо прирабатываемую пару.

Червяки изготовляют из среднеуглеродистых сталей 45, 50 или легированных 40Х, 40ХН, а также цементируемых сталей 18ХГТ, 20Х с последующей поверхностной закалкой ТВЧ и шлифовкой витков.

Материалы зубчатых венцов колес делятся на 3 группы:Группа I . Оловянистые бронзы (БрО10Ф1, БрО10Н1Ф1 и др.)

применяют при высоких скоростях скольжения vск = 5…25 м/с. Они обладают хорошими антизадирными свойствами, но имеют невысокую прочность.

Группа II . Безоловянные бронзы и латуни применяют при vск до 3…5 м/с. Чаще других применяют БрА9Ж3Л. Обладает хорошей прочностью, но пониженным антизадирными свойствами, поэтому ее применяют с закаленным шлифованным и полированным червяком.

Группа III . Серые чугуны СЧ15, СЧ20 используются при vск 2..3 м/с в механизмах с ручным приводом. Для выбора материала определяют ожидаемую

Расчет на контактную прочность и предотвращение заеданияВ ЧП, аналогично зубчатым, зубья ЧК рассчитывают на контактную прочность и прочность при изгибе.

В ЧП, кроме выкрашивания, велика опасность заедания, которое также зависти от контактных напряжений H.


- 91 –

Поэтому для всех ЧП расчет по контактным напряжениям является основным, определяющим размеры передачи, а расчеты на предотвращение заедания и по напряжениям изгиба – проверочным.

Расчет по контактным напряжениям ведут для зацепления в полюсе для цилиндрических червяков (считая, что несущая способность их близка), для архимедова червяка, распространяя расчеты на передачи с другими червяками.

Исходной является формула Герца

Сила Fn = KHFt2/(coscosw) по аналогии с косозубым зацеплениемKH = KHVKH - коэффициент нагрузки учитывает внутреннюю

динамику (KHV), обусловленную погрешностями изготовления, а также неравномерность распределения нагрузки в зоне контакта (KH) вследствие деформации валов червяка, ЧК, подшипников и корпуса

KV 1 при v 3м/с, KV=1…1,3 при v>3 м/с. K = 0,5(K0+1) K0 = 1,05…1,2.b = L - суммарная длина контактной линии.Ширину b зуба по дуге окружности dw1 можно выразить через угол

обхвата.b = dw12 /360С учетом угла наклона длина контактной линии одного зубаl1 = b /cosw

Одновременно в зацеплении с виткам находится несколько зубьев, поэтому

- торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости ЧК.0.75 – коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной

линии в связи с тем, что соприкосновение происходит не по всей длине.Принимают = 2, 2 = 100.

Тогда l = 1.3dw1 /cosw

Витки архимедова червяка в осевом сечении имеют прямобочный профиль, поэтому 1 = ,

Для сочетания сталь – бронза или сталь – чугун


- 92 –

E1 = 2,1105, E2 = 1105, = 0.3, 2 = 0.25…0.33, = 20, w = 10

Выполнив подстановку и заменив

получим формулу для проверочного расчета ЧП по контактным напряжениям

в передачах с нелинейчатым червяком 5350 заменяют на 4340.При проектном расчете

Ka = 610 – для линейчатых, Ka = 530 – для нелинейчатых червяков.

Расчет зубьев колеса на прочность при изгибеРасчет ведут для зубьев колеса, т.к. витки червяка значительно

прочнее.Расчет на изгиб проводят по формулам для цилиндрических косозубых

колес, записывая входящие в них величины через параметры червячной передачи и учитывая более высокую прочность зубьев ЧК на изгиб (на 30%) вследствие их дугообразной формы.

K = KH = KF.

Эквивалентное число зубьев zv2 по аналогии с косозубым цилиндрическим колесом при угле w

F – расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба, YF2 – коэффициент формы зуба, который выбирают по zv2, []F – допускаемое напряжение изгиба.

Выбор допускаемых напряженийКривые усталости для контактных напряжений и изгибных напряжений

образцов из бронзы имеют очень длинные наклонные участки. Поэтому за


- 93 –

исходные принимают допускаемые напряжения при 107 циклов для расчета по контактным напряжениям и при 106 циклов – для расчета по напряжениям изгиба.

Допускаемые контактные напряжения []H

Группа I.

H0 – предел контактной выносливости при 107 циклов.H0 = (0,75…0,9) b

b – временное сопротивление при растяжении.Cv – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания, зависит

от Vск.

Рис.7.33

KHL – коэффициент долговечности

NHE = KHE NK – эквивалентное число циклов, аналогично зубчатым передачам зависит от режима.

KHE – зависит от типового режима нагруженияГруппа II . (БрА9Ж3Л, ЛЦ23А6ТК3Мц2). Определяется из условия

сопротивления заеданию.[]H = (250…300) – vск

Группа III . (чугуны). Определяется из условия сопротивления заеданию.

[]H = (175…200) - 35 vск

Допускаемые напряжения изгиба

Для бронзовых венцов[]F = F0KFL

F0 = 0.08b + 0.25T – предел изгибной выносливости.Коэффициент долговечности


- 94 –

NFE = KFE NK 25107

Коэффициент эквивалентности KFE = 1…0,004, меньшие значения при легких режимах.

Для чугунных червячных колес[]F = 0,22 bи

bи – предел прочности при изгибе (обычно в 1,5…2,2 раза больше b при растяжении).

Тепловой расчетРасчет при установившемся тепловом состоянии проводят по уравнению теплового баланса:

W = W1

W – количество теплоты, Дж, выделяющейся при непрерывной работе передачи в единицу времени, Дж/с.

W1 – количество теплоты, отводимой с поверхности в единицу времениW = 103(1 - )P1

- КПД передачиP1 – мощность на червяке, кВтW1 = KT(tм – t0)A(1 + )KT – коэффициент теплопередачи, характеризующий тепловой поток,

передаваемый в 1с одним м2 поверхности корпуса при перепаде температур в1С (зависит от материала корпуса, скорости циркуляции воздуха – интенсивности вентиляции помещения).

- коэффициент, учитывающий теплоотвод через основание корпуса. При установке на металлическое основание = 0,3, на бетонное 0.

Определяется температура масла:

Если при расчете получают tм >[t], то необходимо увеличить поверхность A охлаждения, предусмотрев охлаждающие ребра. Можно применять искусственное охлаждение, например, обдув вентилятора. Вентилятор устанавливают на валу червяка, KT = 30 Вт/(м2С). Водяное охлаждение – KT = 200 Вт/(м2С).


- 95 –

7.4.Ременные передачи.

Это передача трением с гибкой связью. Она состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня, надетого на шкивы с предварительным натяжением.

Рис.7.34

Достоинства : 1. простота конструкции, эксплуатации и малая стоимость;2. возможность передачи движения на значительные расстояния (до

15м);3. возможность работы с высокими частотами вращения;4. плавность и бесшумность работы;5. смягчение вибраций и толчков вследствие упругости ремня;


- 96 –

6. предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня.

Недостатки : 1. большие радиальные размеры при больших мощностях;2. малая долговечность ремня в высокоскоростных передачах;3. большие нагрузки на валы и подшипники из-за необходимости

предварительного напряжения ремня;4. непостоянство передаточного отношения вследствие неизбежного

упругого скольжения ремня.Применение:

Мощность обычно до 50кВт, но может достигать 2000кВт и более. Скорость ремня , а в высокоскоростных до и выше.

Приводы металлорежущих станков, конвейеров, транспортных и дорожных, строительных, сельхозмашин и др., там, где может быть не строго постоянным.

Конструкция и материалы ремней.Ремни должны обладать высокой прочностью при переменных

напряжениях, износостойкостью, максимальным коэффициентом трения на рабочих поверхностях, минимальной изгибной жесткостью.

Конструкцию ремней отличает наличие высокопрочного несущего слоя, расположенного вблизи нейтральной линии сечения. Повышенный коэффициент трения обеспечивается пропиткой ремня или применением оберточной ткани (обкладок).

Плоские ремни отличаются большой гибкостью из-за малого отношения толщины к ширине ремня.

Наиболее перспективны синтетические ремни, ввиду

их высокой прочности и долговечности. Несущий слой выполнен из капроновой ткани, полиэфирных нитей. Материал фрикционного слоя – полиамид и каучук. Кордтканевые ремни имеют

несущий слой из двух слоев обрезиненной вискозной ткани. Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение.


- 97 –

Ремни работают на шкивах с канавками соответствующего профиля. Контакт только оп боковым (рабочим ) поверхностям ремней и боковыми гранями канавок шкивов. Между внутренней поверхностью ремня и дном канавки шкива должен быть зазор.

Состоят из несущего слоя – корда 1 на основе материалов из химволокон (кордшнур или кордткань), ремней 2 и оберточной ткани 3, свулканезированных в одно целое. Клиновые ремни выпускают

бесконечными. Перспективными являются ремни без обвертки 3(больше ). Основные размеры: расчетная ширина и расчетная длина по

нейтральному слою, расположенному на расстоянии от большего основания трапеции. В зависимости от отношения стандартные клиновые ремни изготавливают нормального , узкого и широкого сечений.

Клиновые ремни нормального сечения обозначают (в порядке увеличения поперечного сечения) Z,A,B,C,D,E. Из-за большой массы их скорость ограничена (до 30м/с).

Клиновые ремни узких сечений изготавливают четырех сечений SPZ,SPA,SPB,SPC. Хорошо работают при скорости до 50м/с.

Поликлиновые ремни – бесконечные плоские ремни с продольными ребрами – клиньями входящими в кольцевые клиновые канавки на шкивах (рис.7.34).

Корд 1 высокопрочного полиэфирного шнура расположен в тонкой плоской части. Резина 2 над кордом по краям ребер защищена оберткой 3. Изготавливают ремни трех сечений (в порядке увеличения высоты ремня, высоты ребра , шага ): К,Л и М. Размер определяет положение нейтрального слоя.

Поликлиновые ремни сочетают достоинства плоских (гибкость) и клиновых (высокая тяговая способность). При одинаковой передаваемой мощности ширина поликнинового ремня существенно меньше комплектаклиновых ремней нормальных сечений.


- 98 –

Рис. 7.35

Поликлиновые передачи применяют при мощностях до 1000кВт.

Однако они чувствительны к осевому смещению шкивов и отклонению от параллельности осей валов.

Круглые ремни выполняют из резины диаметром 3…12 мм, используются для передачи небольших мощностей в приборах и бытовой технике.

Силы в передаче.

Для создания трения между ремнем и шкивом ремню создают дополнительное натяжение силой . Чем больше , тем выше тяговая способность передачи (рис.7.34).

В состоянии покоя или холостом ходу (вращение без передачи полезной

нагрузки) каждая ветвь ремня натянута одинаково с силой .


- 99 –

Рис.7.36

При приложении вращающего момента , происходит перераспределение сил натяжения ремня ВЩ ветвь дополнительно натягивается до силы , а ВМ – уменьшается до . Из условия равновесия моментов относительно оси вращения:

- окружная сила на шкиве.

Общая геометрическая длина ремня не зависит от нагрузки и во время

работы остается неизменной.Дополнительное упругое удлинение ВЩ под действием

компенсирует равное сокращение ведомой ветви под действием силы .

Следовательно, несколько вырастает сила натяжения ВЩ, настолько же снижается ВМ, т.е.

и Или Решая совместно (2) и (3), получим

При обегании ремнем шкивов на него действует центробежная сила


- 100 –

- площадь сечения ремня, - плотность материала, - скорость ремня.

Сила отбрасывает ремень от шкива, понимая при этом и нагрузочную способность .

Нагрузка на валы и подшипники.Силы натяжения ветвей

ремня передаются на шкивы, валы и подшипники.

В покое ветви нагружены силами .

α 1– угол обхвата1800 - α 1 - угол между

векторами;Из и

Следовательно

Рис.7.37


- 101 –

При передаче ремнем полезной нагрузки и без учета центробежных сил

Обычно сила в 2…3 раза больше , что является серьезным недостатком ременных передач.

Напряжение в ремне.При работе ременной передачи напряжения в ремне распределены

неравномерно.Различают следующие виды напряжения в ремне:

1). Напряжения от силы предварительного натяжения

где - площадь поперечного сечения ремня.2). Полезное напряжение .

т.к. , то , пока не сказывается действие

центробежных сил (без учета центробежных сил).

Рис. 7.38


- 102 –

Напряжения:

Значением оценивают тяговую способность ремней передачи.3). Напряжение изгиба возникает при огибании ремнем шкивов.

По закону Гука , где - относительное удлинение волокон на наружной стороне ремня при изгибе. Тогда , - модуль продольной упругости материала ремня, - расстояние от нейтральной линии до опасных волокон, с которых начинается разрушение ремня, - расчетный диаметр (для плоских ремней – нагруженная поверхность шкива, клиновых, поликлиновых и круглых – диаметр окружности нейтральной линии ремня).

Напряжение изгиба, изменяясь по отнулевому циклу, является главной причиной усталостного разрушения ремня. На тяговую способность передачи оно не влияет.4). Напряжение от центробежной силы

при влияние на работоспособность передачи

несущественно.Наибольшее напряжение . обычно значительно

превышают все другие составляющие . действует в поперечном сечении ремня в месте его набегания на

малый шкив, и сохраняют свое значение на всей дуге покоя.

Скольжение ремня по шкивам.

Различают два вида скольжения : упругое и буксирование.Упругое скольжение. В процессе обегания ремнем ведущего шкива

сила его натяжения уменьшается от до .


- 103 –

Рис. 7.39

Т.к. деформация ремня пропорциональна силе натяжения, то при уменьшении силы натяжения ремень под действием силы упругости укорачивается, преодолевая силы трения в контакте со шкивом. При этом ремень отстает от шкива – возникает упругое скольжение ремня по шкиву. На ведомом шкиве также происходит скольжение, но здесь сила натяжения возрастает от до , ремень удлиняется, опережает шкив.

Упругое скольжение происходит не на всей дуге обхвата , а лишь не ее части – дуге скольжения , которая расположена со стороны сбегания ремня со шкива.

Скорости и прямолинейных участков ремня равны окружным скоростям шкивов, на которые они набегают. Потерю скорости определяет скольжение на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением вращения шкива (стрелки на дуге ).

Упругое скольжение ремня неизбежно, оно возникает в результате разности .

Упругое скольжение приводит к потере скорости, а, следовательно, и мощности, а также нагревает и изнашивает ремень.

Упругое скольжение характеризуется коэффициентом скольжения:

или

При нормальном режиме работы .По мере роста окружной силы уменьшается дуга покоя. При

некотором значении , т.е. дуга скольжения становиться равной дуге обхвата и ремень скользит по шкиву по всей поверхности касания его со шкивом, т.е. буксует. Передача – неработоспособна.


- 104 –

Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности, обеспечивающий одновременно и прочность ремней, и передачу ими требуемой нагрузки.

Тяговая способность ременной передачи обусловлена сцеплением ремня со шкивом.

Тяговую способность определяют экспериментально, строя кривые скольжения и КПД (рис.7.39). На их базе разработан метод расчета ременных передач. При устанавливают связь между силой и относительным скольжением . По оси абсцисс откладывают относительную нагрузку, выраженную через коэффициент тяги

:

Рис. 7.40

По оси ординат – коэффициент скольжения .При возрастании коэффициента тяги от 0 до , называется

критическим, наблюдается только упругое скольжение ремня по шкиву. Этот участок характеризует устойчивую работу передачи. При дальнейшем увеличении коэффициента тяги от до наблюдается как упругое скольжение, так и пробуксовывание. Работа становится неустойчивой.

При достигает значения максимальной силы трения и , наступает полное буксование ремня на ведущем шкиве.

КПД складывается из потерь на упругий гистерезис, скольжение ремня по шкивам, трение в опорах.

Наибольшая доля потерь на гистерезис при изгибе, они не связаны с величиной нагрузки. Поэтому КПД при малых нагрузках не высок. Он достигает максимума при , затем падает, т.к. добавляются потери на буксование.

Расчет передач.

Ведут по тяговой способности с использованием кривых скольжения.Допускаемая окружная сила или мощность:


- 105 –

Значения установлены экспериментально для плоских ремней для клиновых и поликлиновых .

Или определяют по кривым скольжения допускаемую приведенную мощность или передаваемую единицей ширины ремня или одним клиновым ремнем (одним клином поликлина) в зависимости от диаметра малого шкива и скорости ремня в условиях типовой передачи: при угле обхвата , передаточном числе , спокойной нагрузке и базовой длине ремня .

В реальных условиях эксплуатации допускаемая мощность, передаваемая единицей длины (одним клином) равна:

Где - коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата. С уменьшением от 1800 до 1100 изменяется от 1 до 0.76 - тяговая способность понижается.

- коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения (косвенно учитываем частоту пробегов ремня).

- коэффициент передаточного числа, учитывает меньшие напряжение изгиба в ремне на большем шкиве при .

- коэффициент динамичности нагрузки и режима работы .Ширина ремня:

- для плоского ремня.

Число клиновых ремней в комплекте или число клиньев поликлиновых ремней передачи для обеспечения среднего ресурса:

- передаваемая мощность на ведомом валу. - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между ремнями при , при , при .

Для передач клиновыми ремнями рекомендуется из-за неодинаковой длины ремней и неравномерного их нагружения; для поликлиновых (сечение К) и (сечение Л и М).

Сила предварительного натяжения, Н


- 106 –

- скорость, м/с, - масса 1м ремня в кг/м.

Зубчато – ременная передача.

Зубчатые ремни выполняют бесконечными плоскими с выступами на внутренние поверхности, которые входят в зацепление с зубьями на шкивах (рис.7.38).

Достоинства:Постоянное передаточное отношение, малое межосевое расстояние,

небольшие нагрузки на валы, большое передаточное число ( ).Недостатки:Сравнительно высокая стоимость, чувствительность к отклонению от

параллельности осей валов.Применение: в высоконагруженных передачах (кузнечно-прессовое

оборудование), используя ее высокую нагрузочную способность, а также в передачах точных перемещений (в связи с постоянством передаточного числа): приводы печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппаратура, робототехника.

Зубья ремня имеют трапецеидальную или полукруглую форму.


- 107 –

Рис. 7.41

Основной геометрический параметр – модуль - где - шаг ремня. Требуемое значение модуля вычисляют исходя из усталостной прочности зубьев:

Где - номинальная мощность на ведущем шкиве, кВт, - коэффициент режима работы ( ), - частота вращения ведущего шкива, , - для трапецеидального профиля, - для полукруглого.

Полученные значения модуля округляют до стандартного.Ширина ремня:

- расчетная сила, передаваемая ремнем.

- скорость ремня, м/с;

- число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым

шкивом; - угол обхвата ремнем малого шкива, град; - высота зуба ремня; - коэффициент учитывающий наличие натяжного или направляющего

роликов; - коэффициент неравномерного распределения окружной силы между зубьями из-за ошибок изготовления ; допускаемое среднее давление на зубья ремня, МПа;

Сила , действующая на валы со стороны передачи зубчатым ремнем, направлена по линии центров и численно значительно меньше, чем в передаче клиновым ремнем.


- 108 –

Предварительное натяжение в передаче необходимо для устранения зазоров в зацеплении. Оно должно быть больше значения натяжения от , чтобы не нарушалось зацепление.

7.6. Цепные передачи.Это передача зацеплением с гибкой связью.

Рис.7.42

Движение передает шарнирная цепь, которая охватывает ведущую и

ведомую звездочку и зацепляется за их зубья.

Достоинства:1. По сравнению с зубчатыми передачами ЦП могут передавать движение

между валами при значительных межосевых расстояниях (до 8м).2. по сравнению с ременными более контактны, передают большие

мощности, требуют меньшей силы предварительного натяжения, обеспечивает постоянство передаточного числа(отсутствует скольжение и буксирование).

Недостатки : 1. Значительный шум при работе вследствие удара цепи о зуб звездочки

при входе в зацепление, особенно при малом числе зубьев и большом шаге.

2. Сравнительно быстрое изнашивание шарниров цепи, необходимость применения системы смазывания.

3. Удлинение цепи вследствие износа шарниров и сход ее со звездочек, что требует применения натяжных устройств.


- 109 –

Применение : в станках, мотоциклах, велосипедах, буровом оборудовании, строительно-дорожных машинах для передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния.

Приводные цепи.Состоят из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Помимо

приводных бывают тяговые и грузовые цепи, которые в дальнейшем не рассматриваются.

Основные типы стандартизированных приводных цепей: роликовые, втулочные и зубчатые.

Роликовые приводные цепи.

Рис. 7.43


- 110 –

Рис.7.44

Состоят (рис.7.42) из двух рядов нагруженных 1 и внутренних 2 пластин в наружные пластины запрессованы оси 3, пропущенные через втулки 4, запрессованные в свою очередь во внутренние пластины. На втулки предварительно надеты свободно вращающиеся закаленные ролики 5. концы осей после сборки расклепывают с образованием головок, препятствующих спаданию пластин.

При относительном повороте звеньев ось поворачивается во втулке, образуя шарнир скольжения. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик.

Шаг цепи является основным параметром цепной передачи. Чем больше , тем выше нагрузочная способность цепи.Диаметр делительной окружности звездочек из

, z –

число зубьев звездочки. Шаг у звездочки измеряют по хорде делительной окружности.Роликовые цепи имеют широкое распространение при

Рис.7.45


- 111 –

Втулочные приводные цепи по конструкции подобны роликовым, но не имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает массу, но существенно увеличивает износ втулок цепи и зубьев звездочек. Применяют при неответственных передачах при .

Втулочные и роликовые цепи изготавливают однорядные и многорядные с числом рядов 2,3,4 и более. Многорядные цепи с меньшим шагом позволяют заменить однорядную с большим и тем самым уменьшить d звездочки, снизить динамические нагрузки.

Материалы цепей.

Цепи должны бить износостойкими и прочными. Пластины цепей изготавливают из сталей 50, 40Х и др. с закалкой 40…50 HRC. Оси, втулки, ролики из цементируемых сталей 20,15Х и др. с закалкой 52…65 HRC.

Оптимальное межосевое расстояние передачи принимают из условия долговечности цепи:

Особенности работы цепных передач.Переменность мгновенного значения передаточного отношения.Скорость v цепи, угловая скорость , ведомой звездочки и

передаточное отношение переменны при .При работе цепной передачи движение цепи определяется движением

шарнира звена, вошедшего последним в зацепление с ведущей звездочкой.

Рис.7.46

Ведущий шарнир А в некоторый момент времени повернут относительно вертикальной оси на угол , окружная скорость на зубе ВЩ звездочки

; - радиус делительной окружности, проходящей через центры шарниров цепи.


- 112 –

Скорость движения цепи , где - текущий угол поворота ВЩ звездочки относительно перпендикуляра к ВЩ ветви. Т.к. при повороте звездочки угол , изменяется по абсолютной величине в пределах

, то скорость цепи при повороте на один угловой шаг

колеблется в переделах , где и

.

Рис.7.47

Мгновенная угловая скорость ведомой звездочки

,

где на ведомой звездочке меняется в пределах

Мгновенное передаточное отношение

Передаточное отношение цепной передачи переменно в переделах поворота звездочки на один зуб.

Непостоянство вызывает неравномерность хода передачи, поперечные колебания цепи. Равномерность движения тем выше, чем больше число зубьев звездочки.

Среднее передаточное отношение.Цепь за один оборот звездочки проходит путь . время одного

оборота звездочки . следовательно, скорость цепи:

.


- 113 –

, .

- шаг цепи, - числа зубьев и частоты вращения ведущей и ведомой звездочек. Из равенства скоростей цепи на звездочках:

.

Среднее передаточное отношение за один оборот постоянно.

Силы в ветвях цепи.

В ведущей ветви действует постоянная сила , состоящая из окружной силы и силы натяжения ведомой ветви :

Сила натяжения ведомой ветви: - натяжение от силы тяжести, - натяжение от центробежных сил.Натяжение от силы тяжести при горизонтальном или близком к нему

положении линии, соединяющих оси звездочек:

Где - масса 1м цепи, кг/м, , - межосевое расстояние, -

стрела провисания ведомой ветви, м.


- 114 –

Рис.7.48

При вертикальном или близком к нему положении центров звездочки

Натяжение цепи от центробежных сил

- скорость движения цепи, м/с.Цепь передачи проверяют на прочность, Сопоставляя значения

разрушающей силы, приводимой в стандарте, и силы натяжения ведущей ветви.

Нагрузка на валы звездочек.

Условно принимают:

где - коэффициент нагрузки вала, - для горизонтальных, - для вертикальных.

Т.е. нагрузки на валы несколько больше полезной окружной силы вследствие натяжения цепи от собственной силы тяжести.


- 115 –

Характер и причины отказов ЦП.

1. Изнашивание деталей шарниров.2. Изнашивание зубьев звездочек.3. Усталостное разрушение пластин цепей вследствие циклического нагружения. Наблюдают в быстроходных тяжело нагруженных передачах.4. Упорно-усталостное разрушение тонкостенных деталей роликов и втулок. Эти отказы обусловлены ударами шарниров о зубья звездочек при входе в зацепление.5.

Основным видом отказов является изнашивание шарниров.Давление в шарнирах на должно превышать допустимых в данных

условиях эксплуатации.Давление связано с путем трения степенной зависимостью

. - постоянная для конкретных условий эксплуатации; - показатель

степени, зависит от условий смазывания при нормальной эксплуатации и хорошем смазывании.

Среднее условное давление в шарнирах цепи в предположении нулевого зазора между валиком и втулкой и равномерно распределенного давления в шарнире

- коэффициент эксплуатации, - площадь проекции шарнира на диаметральное сечение, мм2 . – допускаемое давление, МПа, для средних эксплуатационных условий, при которых .

Площадь проекции шарнира:

- диаметр валика, - длина втулки.Коэффициент эксплуатации

- коэффициент динамической нагрузки, при равномерной нагрузке , при работе с толчками .

- коэффициент, учитывающий длину цепи (чем длиннее цепь, тем реже каждое звено входит в зацепление со звездочкой и тем меньше износ в шарнире). При принимают , , где - длина при

, - длина рассчитываемой цепи;


- 116 –

- коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек передачи к горизонту, чем больше угол наклона, тем меньше допустимый износ в шарнирах; при , при

- коэффициент регулировки натяжения цепи; для передач с регулировкой положения оси одной из звездочек , для нерегулируемой - .

- учитывает характер смазывания, при непрерывном смазывании , при регулярном капельном - , при периодическом - .

- коэффициент режима работы, при односменной работе , при двусменной - , при трехсменной .

- допускаемое давление в шарнирах цепи, принимают по опытным данным.

Для предварительного определения шага роликовой (втулочной) цепи

- коэффициент числа рядов, учитывает неравномерность распределения нагрузки по рядам цепи; для однорядной цепи , двурядной , трехрядной .

- , - допускаемое давление .

8. Подшипники качения (ПК).

Назначение подшипников – поддерживать вращающиеся детали в пространстве, воспринимая действующие на них нагрузки. В зависимости от вида трения подшипники делятся на два типа: скольжения и качения. В подшипниках скольжения рабочие поверхности вала и подшипника, полностью или частично разделенные смазочным материалом, скользят одна относительно другой. Подшипники качения обычно состоят из наружного, внутреннего колец, тел качения и сепаратора, удерживающего тела качения на определенном расстоянии друг от друга.

Достоинства ПК по сравнению с ПС:

1. Меньшие моменты трения при пуске;2. Меньшие осевые габаритные размеры;3. Простота обслуживания и малый расход смазочного материала;


- 117 –

4. Полная взаимозаменяемость;5. Малая стоимость в связи с массовым производством.

Недостатки:1. Большие радиальные размеры;2. Значительные контактные напряжения, ограничивающие ресурс;3. Меньшая способность демпфировать ударные нагрузки;4. Ограниченная быстроходность.

Классификация ПК.1. По форме тел качения;2. По виду воспринимаемой нагрузки;3. По числу рядов тел качения;4. По соотношению габаритных размеров (серии);5. По классам точности.

Критерии работоспособности.1. Основной причиной выхода из строя ПК, работающих в условиях

хорошего смазывания без загрязнений, является усталостное выкрашивание рабочих поверхностей колес и тел качения.

2. Для ПК, работающих в абразивной среде, является износ (дорожный, строительный, горный);

3. Для быстроходных подшипников причиной выхода из строя может быть разрушение сепаратора.

Расчет (подбор) ПК на заданный ресурс ведут по динамической грузоподъемности (критерий усталостного выкрашивания), по статической грузоподъемности (критерий max σH) и проверяют подшипник по предельной частоте вращения.

Распределение нагрузки между телами качения(задача Штрибека).

Для определения σH необходимо знать закон распределения нагрузок между телами качения.


- 118 –

Рис.8.1

По условию равновесия

Fr=F0+2F1cosγ+F2cos(2γ)+…+2Fncos(nγ) (8.1)

F0 – сила на наиболее нагруженном шарике (теле качения);γ – угол между смежными телами качения.Исследования зависимости между силами F0, F1, F2…Fn с учетом контактных деформаций при условии абсолютной точности размеров шариков и колец, и отсутствия радиального зазора позволило установить F1 = F0cos3/2γ, … ,Fn = F0cos3/2(nγ) (8.2)

Подставляя (2) в (1) и решая относительно F0 , получим

(8.3)

Подсчитано, что


- 119 –

Для любого z , встречающегося в подшипнике, поэтому можно записать:

Вводя поправку на влияние радиального зазора и неточности размеров деталей, практически принимают:

(8.4)

Статическая грузоподъемность ПК.

Базовая статическая грузоподъемность подшипников – это такая статическая нагрузка, превышение которой вызывает появление недопустимых остаточных деформаций в деталях подшипника. Опыты показали, что остаточная деформация в контакте менее 0,0001dw не оказывает влияние на работоспособность подшипника. Базовая радиальная статическая грузоподъемность Cor и базовая осевая статическая грузоподъемность Coa вычислены для всех стандартных подшипников и приведены в каталогах. При действии на радиальный и радиально-упорный подшипники одновременно радиальной Fr и освой Fa нагрузок расчет ведут по эквивалентной радиальной статической нагрузке Por, которая вызывает такую же остаточную деформацию, как и действительная нагрузка.

X0 – коэффициент статической радиальной нагрузки;Y0 – коэффициент статической осевой нагрузки;

Для упорно –радиальных и упорных подшипников эквивалентная осевая статическая нагрузка . Значение X0 и Y0 приводятся в справочных таблицах. При действии статической нагрузки должны выполняться условия: ; Нагрузку условно считают статической, если частота вращения кольца подшипника менее 1мин-1, а также при качательном движении.

Подбор подшипников по динамической грузоподъемности.


- 120 –

Базовая динамическая радиальная C r и осевая C a грузоподъемность подшипника – это такая условная неподвижная постоянная нагрузка, которую подшипник может теоретически воспринимать в течение 1 млн. оборотов. Значения Cr и Ca подсчитаны и приводятся в каталогах. Выбор подшипников по Cr или Ca выполняют при частоте вращения

. Условия подбора Ресурс подшипника – число оборотов, которое сделает одно из колец относительно другого до появления признаков усталости материала колеса или тел качения (выкрашивание). Ресурс выражают в млн. об. L или в часах

Lh, которые связаны между собой , где n – частота вращения кольца,

мин-1. Динамическая грузоподъемность и ресурс связаны эмпирической зависимостью

или

Здесь С - Cr или Ca ; P – эквивалентная динамическая нагрузка; p – показатель степени; p=3 для шарикоподшипников и p=10/3 – для роликоподшипников; a1

- коэффициент долговечности (зависит от надежности). В каталогах указаны С с надежностью 90%, если нужно увеличить надежность подшипника узла

S 0.90 0.95 0.96 0.97 0.98 0.99 (вероятность безотказной работы) a1 1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21

a23 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества материала, смазки в зависимости от условий применения(приводиться в справочной литературе: 1,3…0,35) При малых ресурсах ограничивают эквивалентную нагрузку , иначе возможно неусталостное разрушение. Эквивалентная динамическая нагрузка (Pr или Pa) – такая условная постоянная нагрузка (радиальная или осевая) , при которой обеспечивается такой же ресурс и надежность, как и при действительных условиях нагружения. Для радиальных и радиально-упорных подшипников


- 121 –

Для упорных .Fr и Fa – соответственно радиальная и осевая нагрузки на подшипник; X и Y –коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки; V- коэффициент вращения. При вращении внутри кольца относительно вектора нагрузки V=1, а наружного V=1,2. KБ=1…3 – коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, КТ – температурный коэффициент. КТ=1 при . При переменных режимах нагружения вместо Pr и Pa подставляют их среднее значение Fmr и Fma , каждое из которых определяется

Pi – постоянные эквивалентные динамические нагрузки, действующие в течении Li млн. об. - общее число млн. об. За время действия всех нагрузок. Для подшипников, работающих при типовых режимах нагружения (см. расчет зубчатых передач), расчеты удобно вести с помощью коэффициента эквивалентности KE, заранее вычисленного для каждого режима. По известным максимально длительно действующим на подшипник нагрузкам Frmax и Famax находят эквивалентные постоянные нагрузки:

и

Минимальные осевые силы в радиально-упорных подшипниках.

При определении расчетных нагрузок, действующих на регулируемые радиально-упорные подшипники, учитывают осевые силы, возникающие от радиальной нагрузки Fr вследствие наклона контактных площадок к оси вращения подшипника. Под нагрузкой находится половина тел качения. Из условия равновесия


- 122 –

- коэффициент минимальной осевой

нагрузки, находят из решения неопределимой задачи, аналогичной задаче Штрибека. Приводится в табл. в зависимости от типа подшипника. Для нормальной работы подшипника необходимо чтобы осевая сила Fa была не меньше минимальной , что достигается взаимным осевым перемещением колец подшипника с контролем осевой игры.Условия равновесия:

или

9. Подшипники скольжения. Состоят из корпуса, вкладышей и смазывающих устройств. В простейшем виде подшипник качения представляет собой вкладыш (втулку), который с зазором устанавливают на цапфу вала и закрепляют в корпусе. Несущую способность подшипника обеспечивает применение смазочного материала (жидкого, газообразного, пластического). В зависимости от воспринимаемой нагрузки подшипники скольжения подразделяются на радиальные и упорные (осевые).


- 123 –

Рис. 9.1

Упорные часто называются подпятниками.Достоинства:

1. Надежно работают в высокоскоростных приводах;2. Способны воспринимать значительные упорные и вибрационные

нагрузки вследствие большой демпфирующей способности масляного слоя;

3. Работают бесшумно;4. Имеют сравнительно малые радиальные размеры;5. Разъемные подшипники допускают установку их на шейки коленчатых

валов, при монтаже не требуют демонтажа муфт, шкивов и т.д.;6. Для тихоходных валов машин могут иметь простую конструкцию.

Недостатки:1. Требуют постоянного надзора к наличию смазочного материала и

опасности перегрева, перерыв в подаче смазочного материала ведет к разрушению подшипника;

2. Имеют сравнительно большие осевые размеры;3. Значительные потери на трение в период пуска и при несовершенной

смазке;4. Большой расход смазочного материала, необходимость его отчистки и

охлаждения. Применение:

1. при работе с ударами;2. для валов больших диаметров, для которых нет подшипников качения;3. при работе в агрессивных средах;4. для высокоскоростных валов;


- 124 –

и др. условиях, когда применение подшипников качения невозможно или нерационально.

В общем в машиностроении для подшипников скольжения наиболее часто применяют жидкие смазочные материалы – масла. Масла имеют низкий коэффициент внутреннего трения, хорошо очищают и охлаждают рабочие поверхности, их легко подавать к местам смазывания. Недостатком является необходимость уплотнения мест смазывания. Вязкость является важнейшим свойством масел. Она характеризует объемное свойство смазочного материала оказывать сопротивление относительному перемещению его слоев. В гидродинамических расчетах используют динамическую вязкость, μ, . Вязкость сушественно понижается с ростом температуры (примерно по кубической параболе).

Режимы смазывания.Подшипники скольжения работают при наличие смазочного материала

в зазоре между цапфой вала и вкладышем.Смазыванием называется подведение смазочного материала в зону

трения, смазкой – действие смазочного материала.При неподвижном вале жидкий смазочный материал из зоны контакта

выдавлен, но на поверхности цапфы и вкладыша сохраняется ее тонкая пленка . Режим граничной смазки (при этом свойства смазочного материала отличаются от объемного).

Вращающийся вал вовлекает смазочный материал в клиновой зазор между цапфой и вкладышем, в результате чего возникает несущий масляный слой, характеризующийся значительной гидродинамической подъемной силой, под действием которой вал всплывает.


- 125 –

Рис. 9.2

По мере увеличения скорости увеличивается, но отдельные микровыступы трущихся поверхностей задевают друг друга. Работу подшипника в этот момент характеризует режим полужидкостного смазки. Граничную и полужидкостную называют несовершенной смазкой.

При дальнейшем увеличении скорости трущиеся поверхности полностью разделены сплошным устойчивым масляным слоем. Возникает режим жидкостной смазки, при котором изнашивание и заедание отсутствует.Подшипники скольжения, в которых масляный слой создается при вращении вала - называется гидродинамическим. Если масляный слой создается подачей масла под давлением – гидростатическим.

Материалы вкладышей.

Вкладыши бывают металлические, металлокерамические и неметаллические.

Металлические – бронзы, баббиты, алюминиевые и цинковые сплавы, антифрикционные чугуны. Бронзовые вкладыши используются при средних скоростях и больших нагрузках. Баббит - сплав на основе олова или свинца, применяют при тяжелых и средних режимах работы. Баббиты хорошо прирабатываются, стойки против заедания, но имеют невысокую прочность.


- 126 –

Поэтому баббит заливают лишь тонким слоем на рабочую поверхность стального, чугунного или бронзового вкладыша.

Рис. 9.3

Чугунные вкладыши применяют в малоответственных тихоходных механизмах.

Металлокерамические вкладыши изготавливают прессованием с последующим спеканием порошков меди или железа с добавлением графита, олова или свинца. Особенность таких материалов – пористость, которую используют для предварительного насыщения горячим маслом. Такие вкладыши могут долго работать без подвода смазочного материала. Их применяют для тихоходных механизмов и в местах труднодоступных для подвода масла.

Для вкладышей из неметаллических материалов применяют пластмассы (текстолит, полиамид АК-7), древеснослоистые пластинки, резину. Эти материалы устойчивы против заедания, могут работать при смазывании водой (для подшипников гребных винтов, насосов, пищевых машин и др.).

Виды отказов подшипников.1. Абразивное изнашивание – возникает вследствие попадания со

смазочным материалом абразивных частиц, и неизбежного режима граничной смазки.

2. Заедание – возникает вследствие разрывания масляной пленки (нагревание из-за повышенных давлений и температур), сопровождается металлическим контактом и образованием мест


- 127 –

микросварки, которые разрушаются и приводят к глубинному вырыванию материала.

3. Усталостное выкрашивание поверхности вкладышей – происходит редко при пульсирующих нагрузках.

Расчет подшипников при несовершенной смазке.Проводят как проверочный, он служит также основанием для выбора

материала вкладыша подшипника, работающего в условиях жидкостного трения. Критерием работоспособности в этих условиях является износостойкость – сопротивление изнашиванию и заеданию.

Расчет проводят по среднему давлению p на рабочих поверхностях и удельной работе pv сил трения, где v – окружная скорость поверхности цапфы. Расчет по среднему давлению p обеспечивает достаточную износостойкость, а расчет по pv – нормальный тепловой режим и отсутствие заедания. При этом должны выполняться условия:

и ,

Где Fr – радиальная сила, действующая на подшипник, Н,l и d – длина и диаметр в мм. Обычно l=(0.6…0.9)d. Значения [p] и [pv] зависят от материала вкладыша:

для антифрикционного чугуна , для бронзы , для баббита , .

Момент трения на цапфе: . Коэффициент трения f при несовершенной смазке 0,1…0,15 для стали по антифрикционному чугуну; 0,05…0,1 – для стали по баббиту.

10. Муфты приводов.

Называются устройства, соединяющие валы совместно работающих агрегатов. Муфты передают вращающий момент без изменения его значения и направления.

Муфты приводов подразделяют:


- 128 –

1.Постоянные (нерасцепляемые) - обеспечивающие постоянное, в течение всего времени работы, соединение валов.

Они делятся:1. 1. не компенсирующие (глухие).1. 2. компенсирующие жесткие и упругие.

2.Муфты сцепления для соединения агрегатов или их разъединения во время работы.2.1. Управляемые – соединяют и разъединяют агрегаты по команде.2.2. Самоуправляемые – срабатывают автоматически. К ним относятся: - предохранительные (от перегрузок); - центробежные (для плавного пуска с большими ускоряемыми массами); - обгонные (муфты свободного хода) – осуществляют передачу момента и вращения только в одном направлении.

Основной характеристикой нагруженности муфты является вращающий момент Т. Муфты подбирают по каталогам или проектируют по расчетному моменту :где - коэффициент режима работы муфты, учитывающий условия эксплуатации (тип двигателя, переменность нагрузки, тип машины); - номинальный вращающий момент (наибольший из длительно действующих). Обычно принимают в приводах с электродвигателями:

- при спокойной нагрузке (приводы конвейеров, испытательных установок и др.) ;

- при переменных нагрузках и средних ускоряющих массах (металлорежущие станки, поршневые компрессоры);

- при ударной нагрузке и больших разгонных массах (прокатные станки, молоты и др.).

Для предохранения машины от разрушения при возможных значительных перегрузках устанавливают предохранительные муфты. Их рассчитывают по предельному моменту:

( - наибольший при нормальной работе)

10.1Глухие муфты.Предназначены для жесткого постоянного соединения соосных валов. Из

различных видов глухих муфт наибольшее распространение получили втулочные и фланцевые.


- 129 –

Втулочная – втулка, насаженная на концы валов. Муфту отличает простота конструкции и изготовления, низкая стоимость, малые габариты.

Недостатки – неудобный монтаж из-за больших осевых смешений агрегатов. Материалы втулок – сталь 45.Втулочные муфты стандартизованы. Прочность муфты определяется

прочностью штифтового соединения.Фланцевая состоит из двух полумуфт с фланцами, стягиваемые болтами,

поставленными, как правило, без зазора. Вращающий момент с одной полумуфты на другую передается через стержни болтов. Если болты с зазором, то для передачи вращающего момента необходимо обеспечить требуемую затяжку.

Для центрирования полумуфт половину болтов ставят без зазора (считается, что они передают 0,5Т), а вторую половину болты с зазором. Материалы полумуфт – сталь 40Л или 35Л. Если болты только с зазором

- запас по несдвигаемости

- средний диаметр кольцевой поверхности трения.

- число болтов; - коэффициент трения, обычно .Если болты без зазора:

- сила среза.

- диаметр окружности расположения болтов.


- 130 –

Фланцевые муфты стандартизованы.

10.2. Компенсирующие муфты.

Возможные виды смешения валов и возникающие вследствие этого нагрузки на концы валов.

Для соединения валов с несовпадающими осями служат компенсирующие муфты. Компенсацию отклонений от номинального положения достигают:

В жестких компенсирующих муфтах – подвижностью жестких деталей. В упругих – деформированием упругого элемента муфты.

Среди жестких компенсирующих муфт наибольшее распространение получила зубчатая муфта.


- 131 –

Состоит из двух втулок-полумуфт 1 с внешними зубьями эвольвентного профиля, зацепляющимся с внутренними зубьями обойм 2. Обоймы соединяют между собой болтами 3, поставленными без зазора. Внутренняя полость муфты закрывается крышками 5 с манжетными уплотнениями 4, удерживающими жидкую смазку внутри муфты. Предусмотрено два исполнения зубьев втулок: бочкообразные и прямолинейные.

Бочкообразный зуб более сложен в изготовлении (на специальном станке), однако такая муфта допускает значительно больший угол поворота

по сравнению с прямолинейными .Зубчатая муфта компенсирует радиальные, осевые и угловые смещения

валов за счет боковых зазоров в зацеплении, торцевых зазоров и обточки зубьев втулок в сфере с радиусом , бочкообразного профиля зуба втулки.

Компенсация смещений сопровождается относительным перекосом осей втулок и обойм, а, следовательно, скольжением зубьев.


- 132 –

Основным критерием работоспособности муфты является износостойкость зубьев. Для повышения износостойкости зубья закаливают до 42…51HRC и заливают маслом.

На концы валов действует радиальная сила:

- делительный диаметр зубчатого соединения муфты (мм).

10.3. Упругие муфты.

Вращающий момент с одной полумуфты на другую передается через упругий элемент: неметаллический (резиновый, полиуретановый) или стальной. Упругая связь полумуфт позволяет компенсировать смещение валов, снизить ударные нагрузки за счет аккумулирования и рассеяния энергии упругими элементами, изменить жесткость всей системы в целях предотвращения появления резонансных колебаний.

Основная характеристика упругих муфт – жесткость при кручении и демпфирующая способность.

Муфты бывают постоянной и переменной жесткости. Переменной жесткостью обладают муфты, упругий элемент (резина или

полиуретан) не подчиняется закону Гука, или с металлическим элементом, переменные условия демпфирования которых, задают конструкцией.

Под демпфирующей способностью муфты понимают ее способность рассеивать, т.е. превращать в тепло энергию при демпфировании. Рассеивание в муфтах со стальным упругим элементом происходит в основном за счет внешнего трения, с резиновым – внутреннего трение.

Оценивается коэффициент относительного демпфирования:


- 133 –

Отношение энергии, рассеянной муфтой за один цикл колебаний(площадь петли гестерезиза) к работе сил упругой деформации за ¼ периода (площадь ).

Муфты с резиновым и резинокордным упругим элементом применяются широко для передачи малых и средних вращающих моментов. Они конструктивно просты, дешевы, обладают высокими компенсирующими свойствами и хорошей демпфирующей способностью, не требуют ухода при эксплуатации. Однако долговечность их невысока. Со временем резина теряет свои упругие свойства, она не работоспособна при высоких (более 1000 С) температурах.


- 134 –

Муфта с резиновой конусной шайбой.

Полумуфты 1 и 2 соединены резинометаллическим упругим элементом с помощью винтов. Упругий элемент образуют конусные шайбы с привулканизированной резиновой шайбой. Такая форма обуславливает равномерное распределение касательных напряжений в резине при действии вращающего момента, и , следовательно, максимальную энергоемкость муфты.

Недостатком является ограниченная способность компенсирования смешения вала.

Напряжение в упругом элементе равно:

- расчетный вращающий момент, в Нм, в мм

Муфты с металлическим упругим элементом отличаются высокой нагрузочной способностью, постоянством упругих свойств, возможностью работы при высоких и низких температурах. Однако они сложны по конструкции, дороги, имеют высокую жесткость.


- 135 –

Стержни 3 работают на изгиб при передачи вращающего момента. Крышки 4 и кожух 5 удерживают стержни и смазку от выдавливания. Для уменьшения износа стержней и их гнезд муфта заполнятся маслом.

10.4. Муфты сцепные управляемые. Предназначены для быстрого соединения и разъединения вращающихся или неподвижных валов. Применяют при строгой соосности валов.

Сцепные фрикционные муфты.Наибольшее распространение имеют дисковые муфты. Многодисковая

фрикционная муфта состоит из двух полумуфт 1 и 2, дисков 3 и 4 и нажимного механизма 5.


- 136 –

Полумуфта 1 закреплена на валу неподвижно. Диски 2 посредством внутренних шлицев соединены с полумуфтой 1, а диски 4 – посредством внешних шлицев соединены с полумуфтой 2.

Между дисками под действием нажимной силы возникают силы трения, обеспечивающие передачу вращающего момента.

Диски выполняют чугунными или закаленными сталями, металлические диски с металлическим покрытием (ФНК-11) или с приклеенными накладками из фрикционного материала.

Основным критерием работоспособности фрикционной муфты является износостойкость трущихся поверхностей. Поверхности трения дисков проверяют на износостойкость по значению давления .

Условие передачи муфтой требуемого момента :


- 137 –

,

где - момент силы трения, Нм, - коэффициент запаса сцепления . – сила сжатия дисков, Н, - коэффициент трения.

- средний радиус поверхности трения дисков;

- диаметр дисков. Обычно принимают .- число пат трущихся поверхностей;

- число наружных и внутренних дисков;(при , при )Число дисков ограничивают в масляных и - для сухих,

т.к. с увеличением их числа растет доля нажимной силы на преодоления сил трения в шлицах при осевом движении дисков.

Необходимая сила сжатия дисков :

Давление на трущихся поверхностях:

Масляные муфты. Сталь закаленная – металлокерамическая Сталь закаленная – сталь закаленная

Муфта сухая.Сталь закаленная – металлокерамическая Сталь закаленная – ретинакс ФК-24А

При перегрузке фрикционная муфта пробуксовывает предохраняя машину от поломок.

Фрикционные муфты не допускают несоосности соединяемых валов. Соосность полумуфт обеспечивают с помощью центрированного кольца 6, запрессованного в полумуфту 1.


- 138 –

10.5. Предохранительные муфты.Предназначены для предохранения машин от разрушения при

перегрузках. ПМ располагают как можно ближе к месту возможного возникновения перегрузки. Муфты работают при строгой соосности валов.

По принципу работы ПМ подразделяются на пружинно-кулачковые, фрикционные и с разрушающимся элементом.

Пружинно-кулачковая предохранительная муфта по конструкции аналогична сцепной кулачковой, только подвижную в осевом направлении полумуфту прижимает к неподвижной полумуфте не механизм управления, а постоянно действующие пружины с регулируемой силой прижатия.

Срабатывание муфты сопровождается значительными ударными нагрузками, поэтому такие муфты применяют при небольших вращающих моментах и небольших частотах вращения.

Фрикционные предохранительные муфты применяют при частых кратковременных перегрузках и значительных частотах вращения. Конструкция этих муфт аналогична конструкции сцепных фрикционных муфт. Силу нажатия создают пружиной, отрегулированной на передачу предельного момента .

Пружины периодически регулируют, т.к. в процессе работы диски изнашиваются, и сила их прижатия уменьшается.

Предохранительные муфты с разрушающимся элементом (со срезным штифтом).

Эти муфты просты и надежны, но недостатком их является остановка машины для замены разрушившегося элемента после срабатывания муфты.


- 139 –

Муфты состоят из двух фланцевых полумуфт 1 и 2, соединенных цилиндрическим штифтом 3, расположенным во втулках 4 и 5. закаленные втулки предотвращают смятие штифтом менее прочного материала полумуфт. При перегрузке штифт срезается и муфта выключается. Материал штифта – сталь У8А, 45; материал втулок – сталь 40Х с закалкой до 50…60HRC.

Расчетный разрушающий момент:

- диаметр штифта в мм, - число штифтов, - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по

штифтам, ;

- предел прочности на срез - временное сопротивление при растяжении материала - для гладких штифтов - для штифтов с проточкой.


- 140 –

Или диаметр штифта из условия среза:

10.6. Центробежные муфты.Служат для соединения и разъединения валов при достижении ведущим

валом заданной частоты вращения. Применяют в качестве пусковых, т.е. для разгона механизма с большими маховыми массами (прокатные станы, прессы и др.) или для повышения плавности пуска.

10.7.Обгонные муфты.

Служат для передачи вращающего момента в одном направлении и допускают свободное вращение в противоположном, автоматически разъединяя валы, поэтому их также называют муфтами свободного хода. При остановке ведущего вала ведомый вал может продолжить вращаться.

ЛИТЕРАТУРА ПО КУРСУ


- 141 –

1. Детали машин: Учеб.для вузов/ Л.А.Андриенко, Б.А.Байков, И.К.Ганулич и др.; Под ред. О.А.Ряховского – М.: Из-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2002.

2. Л.А.Андриенко. Конспект лекций по курсу «Механика» (в электронном виде).

Documents

Lectures_for_RK6(2) Детмаш, Дет Маш, Детали машин, Андриенко