1

Ə.R.Bayramov, N.T.Vəliyev, R.M.Y.Axundzadə

TEXNĐKĐ BĐLĐKLƏRĐN

ƏSASLARI

Gəncə - 2011

2

Tərtib edənlər: prof. Ə.R.Bayramov, dos. N.T.Vəliyev və dos. R.M.Y.Axundzadə

Đxtisas redaktoru: t.e.n., dos. R.Đ.Maçanov

Rəy verənlər: t.e.d., prof. X.Qurbanov, t.e.d., dos. E.M.Namazov, t.e.n., dos. M.H.Cəfərov, t.e.n., dos. Ş.M.Məmmədov

Dərslik üç bölmədən ibarətdir. Birinci bölməni prof. Ə.R.Bayramov və dos. R.M.Y.Axundzadə, ikinci və üçüncü bölmələri isə dos. N.T.Vəliyev tərtib etmişdir.

Dərsliyin birinci bölməsində maşın və qurğuların ayrı-ayrı elementlərinin möhkəmliyə və sərtliyə hesablanması üsulları verilmişdir. Hər bir mövzuya aid xarakterik məsələlərin həlli yolu göstərilmişdir.

Đkinci bölmədə mexanizm və onun sistemlərinin strukturunun, kinematikasının və dinamikasının araşdırılmasının ümumi üsulları, üçüncü bölmədə isə verilmiş iş şəraitindən asılı olaraq detalların, düyümlərin, ötürmələrin layihələndirilməsi, hesabatı, detalların materiallarının, onların forma və ölçülərinin, dəqiqliyinin, təmizliyinin seçilməsinin bəzi məsələləri verilmişdir.

3

G Đ R Đ Ş

Bu gün elə bir sahə yoxdur ki, orada maşın və mexanizmlərdən istifadə edilməsin. Elə bir detal, elə məmulat yoxdur ki, onun hazırlanmasında maşın və mexanizmlər iştirak etməsin.

Maşın və mexanizmlər insanı ağır fiziki və zehini işdən azad etməklə məhsuldarlığı xeyli yüksəldir, texnoloji prosesləri avtomatlaşdırmağa imkan verir, istehsal olunan məmulatın keyfiyyətini artırır, onun maya dəyərini aşağı salır və s.

Yeni-yeni maşın və mexanizmlərin hazırlanması və tətbiq edilməsi hər bir ölkənin texniki tərəqqisinin əsasmı təşkil etməklə, demək olar ki, bütün sahələrin inkişafına səbəb olur.

Maşın və mexanizmlərin quruluşunu, onların ayrı-ayrı bəndlərinin hərəkətini və bu hərəkəti təmin edən qüvvələri, beləcə də layihələndirməyi, ayrı-ayrı elementlərin və detalların möhkəmlik hesabatını və uzunömürlülüyünü təmin edən ümumi üsulları bilmək və yaxud bu üsullar haqqında təsəvvürü olmaq və bu gün tək mühəndis yox, həm də ümumiyyətlə, texniki təmayüllü ali təhsil almış kadrlar üçün çox vacibdir.

Dərslik fənnin məzmununun dövlət standartının tələblərinə uyğun yazılmışdır. Təsdiq olunmuş dövlət standartı üç bölməni əhatə etməklə aşağıdakıların öyrənilməsini nəzərdə tutur:

1. Maşın və qurğuların ayrı-ayrı elementlərinin möhkəmlik və sərtliyinin öyrənilməsi;

2. Maşın və mexanizmlərin kinematik və dinamik analizinin və sintezinin ümumi metodlarının öyrənilməsi;

3. Verilmiş iş şəraitindən asılı olaraq detalların düyümlərin, ötürmələrin layihələndirilməsi metodlarının, onların materiallarının, formalarının, ölçülərinin, dəqiqliyinin, səthlərin təmizliyinin, həmçinin istismarının texniki şərtlərinin rasional seçilməsinin öyrənilməsi.

4

Təqdim olunan dərslik yuxarıda göstərilən məsələləri öyrətməklə dövlət standartına uyğun olaraq “Đstehlak malların ekspertizası və marketinq” ixtisası üçün nəzərdə tutulmuşdur.

5

I-Fəsil. ƏSAS ANLAYIŞLAR

Giriş

1.1. Materiallar müqaviməti fənninin məqsədi və onun inkişaf tarixi

Materiallar müqaviməti elmi texniki ali məktəblərdə öyrənilən ən vacib ümumi mühəndis fənnidir. Materiallar müqaviməti nəzəri mexanikanın əsas nəticələrinə əsaslanaraq riyazi aparatlardan istifadə edərək, nəhayət, nəzəri və təcrübi araşdırmalar apararaq mühəndislik konstruksiyaları, qurğular, maşınlar, mexanizmlər, tərtibatlar və b., xüsusən, möhkəmlik, sərtlik, dayanıqlıq, dözümlülük, etibarlıq, qənaətlilik, qəzasızlıq məsələləri istisna olmadan, əsas fundamental məsələləri həll edir. Elə bu məsələlər materiallar müqaviməti fənninin əsas məqsədidir.

Deformasiya olunan bərk cismin mexanikasının ayrıl-maz bir hissəsi olan materiallar müqaviməti elmi elastiqiyyət nəzəriyyəsinin geniş nəzəri tədqiqatlarına əsaslanır.

Bu elmdə elastiki bircinsli mühitin xarici təsir altında ümumi xassələri öyrənilir.

Əgər tarixə müraciət etsək, görərik ki, astronomiya həyata riyaziyyatı, riyaziyyat isə mexanikanı bəxş edib. Elmlər ayrılıqda özləri inkişaf edərək və eləcə də biri digərini inkişaf etdirərək ictimaiyyətin inkişafı mərhələsində insanların dəniz səyahətlərində, ticarətdə, ərzaq məhsulları istehsalında tələblərini ödəmişlər.

Tədqiqatının əsasını mütləq bərk cisim təşkil edən klassik mexanikanın meydana gəlməsi, müəyyən mərhələdə, maşınların yaradılmasında və inkişafında, inşaatda, iqtisadi effektlərin istifadə olunmasında bir maneəyə çevrilmişdi. Lazım gəlmişdi ki, mütləq bərk cismə onun real xassəsi – deformasiya olunması xassəsi verilsin. Sonra deformasiya olunan cisimlərin mexanikası haqqında elm meydana gəlmişdi. Lakin bu halda da bir neçə anlayışlar mücərrədləşdirilmişdi, daha doğrusu, cisimlərin xassəsi ideallaşdırılmışdı. Materiallar müqaviməti elminin meydana gəlməsi mürəkkəbliyi və xüsusiyyətlərinə görə müxtəlif növ tikinti və qurğuların yaradılması və maşınqayırmanın geniş inkişafı ilə əlaqədar

6

olmuşdur. Analitik üsulların, dərin laboratoriya və zavod tədqiqatları ilə materialların xassələri və xüsusiyyətlərinə uyğun gəlməsi tələb edilirdi. Bu halda bir neçə abstraksiyalar (fikir ayrılıqları), hipotezlər və fərziyyələr meydana gəlmişdir ki, nəticədə də hesabatın dəqiqliyi azalmışdı. Digər tərəfdən məsuliyyətli və nəhəng qurğuların dəqiq hesabatı tələb edilirdi. Belə məsələlər elastiqiyyət nəzəriyyəsinin verdiyi üsullarla öyrənilirdi. Beləliklə, hər iki elmin – materiallar müqaviməti ilə elastiqiyyət nəzəriyyəsinin paralel inkişafı başlandı, bu elmlər bir-birini tamamladı və qarşılıqlı təkmilləşmələrinə kömək etdilər.

Qurğuların yaradılması, konstruksiyaların hazırlanması materialların mexaniki xüsusiyyətləri haqqında elm tələb edirdi. Hələ böyük Arximed (287-212 b.e. qədər) materialların xassəsini öyrənmişdi, lakin onun öyrəndiyinin bir hissəsi saxlanmışdı, ona görə də onun nailiyyətlərinin hamısını göstərmək mümkün olmamışdı.

Qədim Yunanıstanda, Misirdə, Đtaliyada nəhəng memarlıq tikintilərinin yaradılması materialların mexaniki xassələrinə diqqəti artırdı. Lakin möhkəmlik haqqında elm yox idi. Qurğular yalnız təcrübələr əsasında yaradılmış və böyük memarların bilavasitə müşahidələrdən dərk etdikləri nəsildən nəslə verilmişdi.

Möhkəmlik məsələlərinin öyrənilməsi özünün alimliyi və hərtərəfliliyi ilə fərqlənən Leonardo da Vinçinin (1452 - 1519) adı ilə əlaqələndirilir. Bu böyük alimin əsərləri itirilmiş, yalnız bir hissəsi son vaxtlar əldə edilmişdir. Ona görə də materiallar müqaviməti fənninin yaranması tarixi Qalileo Qalileyin (1638) adı ilə bağlanılır.

Onlar cismi mütləq bərk hesab edərək konsol tirdə yüklə deformasiya arasındakı əsas asılılığı müəyyən edə bilməmişlər, amma bu məsələ üzərində çox çalışmışlar. Ancaq bir çox lazımi say nisbətlərini Qaliley düzgün anlamışdı. Ən vacib hesab olunan, laboratoriyalarda materialların möhkəmliyinin sınanılması məsələləri də onunla bağlıdır.

Möhkəmlik elmlərinin zənginləşdirilməsində istər xarici ölkə alimlərinin, istərsə də Azərbaycan alimlərindən Milli EA-nın müxbir üzvü Y.Ə.Əmənzadənin, professorlar Đ.A.Bəxtiyarovun, M.Y.Axundzadənin, S.A.Rəcəbovun və b. əməyi böyükdür.

7

1.2. Ümumi anlayışlar. Öyrənmə obyektləri və onların sxemləşdirilməsi

Materiallar müqaviməti cismin, ya da mexaniki sistemin deformasiya vəziyyətini öyrənməklə məşğul olur. Mexaniki sistem dedikdə bərk cisimlərin (elementlərin) bir-birindən qarşılıqlı asılılığının və əlaqəliliyinin məcmusu düşünülür.

Bərk cisimlərin əsas xüsusiyyətlərindən biri ona tətbiq olunan xarici qüvvələrə müqavimət göstərmək qabiliyyətinə malik olmasıdır. Bərk cisim öz forma və həcmini dəyişmədən xeyli yükə davam gətirə bilər. Lakin, inşaat materialı kimi tətbiq olunan bərk cisim zahirən belə görünür. Əslində təbiətdə mütləq bərk cisim yoxdur. Đstənilən cisim, mühəndislik konstruksiyasının və qurğularının elementləri, tətbiq olunan xarici qüvvələrin təsirindən həndəsi ölçülərini və formasını dəyişir.

Cismin xarici qüvvələr təsirindən həndəsi ölçülərini və formasını dəyişməsi hadisəsinə deformasiya deyilir.

Deformasiya qüvvə, temperatur və qarışıq deformasiyalara ayrılırlar.

Əgər sistemə yalnız xarici qüvvə tətbiq olunubsa, yaxud sistem yalnız temperatur təsiri altındadırsa, onda yaranan deformasiya uyğun olaraq qüvvə və temperatur deformasiyası adlanır.

Yuxarıda qeyd edildiyi kimi, materiallar müqavimətində öyrənilən cisimlər nəzəri mexanikadan fərqli olaraq mütləq bərk hesab edilmir. Onlar deformasiya olunma xassələrinə görə bölünürlər. Cisimlər xarici qüvvələrlə yükləndikdə həndəsi ölçülərini və formalarını dəyişirlər. Bu, materialların hissəciklərinin qarşılıqlı halda yerdəyişmələrinin hesabına olur. Yükü götürdükdə materialın hissəciklərinin birinci haldakı (ilkin) vəziyyəti bərpa olunur.

Yükü götürdükdən sonra materialın ilkin ölçülərə və formaya qayıtması xassəsi elastiklik adlanır.

Elastiklik xassəsi məlum materialların hamısına məxsusdur. Deformasiya elastik və plastik (qalıq) deformasiyalara bölünür. Deformasiya о vaxt elastiki deformasiya adlanır ki, yük götürüldükdə о tamamilə yox olur. Əgər yükü götürdükdə material ilkin həndəsi ölçülərinə qayıtmırsa, onda deformasiya plastiki olur.

8

Xarici qüvvənin qiymətini artırmaqla cismin elə bir halına çatmaq olar ki, onun bütöv bir cisim kimi qalması mümkün olmasın. Bu halda cisim dağılmağa başlayır. Ona görə də hər bir mexaniki sistemin elementi həddindən artıq deformasiya olunmamalıdır. Cisim inşaat materialı və maşın elementi kimi istifadə olunarkən material təyinatı və iş şəraitinə görə açıq-aydın istismar tələblərini ödəməlidir. Sistemin bütün elementləri istismar tələblərini saxlamaqla yanaşı sərtliyə, möhkəmliyə və dayanıqlığa malik olmalıdırlar.

Sərtlik dedikdə sistemin əvvəlcədən verilmiş qiymətləri keçməyən yerdəyişmə almaq qabiliyyəti düşünülür.

Möhkəmlik dedikdə qurğuların və onların elementlərinin xarici yüklər təsir etdikdə dağılmamaq qabiliyyəti düşünülür. Elementlərin möhkəmliyinin saxlanması - texnoloji prosesləri təmin edərək hökmən onların vahid bütöv cisim kimi mövcud olmaları deməkdir.

Möhkəmlik olmadan heç bir maşın, qurğu və yaxud hər hansı obyekt istifadə oluna bilməz.

Müəyyən hallarda xarici qüvvə elementin həndəsi oxuna paralel təsir etdikdə elə qiymət (böhran qiyməti) ala bilər ki, kiçik həyəcanlandırma səbəbləri elementi əvvəlki vəziyyətindən kənara çıxarır. Belə olduqda deyirlər ki, element dayanıqlığını itirdi.

Möhkəmliyə, sərtliyə və dayanıqlığa hesabat ümumi bir adda birləşərək möhkəmlik hesabatları adlanır.

Đstənilən mühəndislik konstruksiyalarına, qurğulara təkcə möhkəmlik, sərtlik, dayanıqlıq tələbləri qoyulmur. Onlar istismarda onlara qoyulan tələbləri bütünlüklə ödəməlidirlər. Konstruksiyaların və onların iş şəraitlərinin müxtəlif olmasını nəzərə almadan tələbləri şərh etmək mümkün deyil. Lakin mühəndislik konstruksiyalarına və qurğularına ümumi bir tələb vardır. Bu, imkan dairəsində ən aşağı keyfiyyətli materiallardan ən az miqdarda sərf etməyə çalışmaqdır. Beləliklə, ziddiyyət göz qabağında görünür – bir tərəfdən möhkəmlik tələbi, digər tərəfdən konstruksiyanın hazırlanmasına sərf olunan materialın miqdarının az olması tələbi. Bu ziddiyyət materiallar müqaviməti elminin meydana gəlməsinə təkan vermişdi.

Materiallar müqaviməti - mühəndislik konstruksiyaları hazırlanmasına ən az material sərf etməklə onların elementlərini

9

möhkəmliyə, sərtliyə və dayanıqlığa hesablamaq üsullarının öyrədilməsi ilə məşğul olan elmdir.

Cisimlərin formasını nəzərə alaraq elementləri aşağıdakı formada təsnif edirlər:

a) brus (mil), şəkil 1.1, a. Bu element mühəndislik konstruksiyasında və qurğularda ən

geniş yayılmış elementdir. Şəkildən göründüyü kimi brus elə bir cisimdir ki, onun ölçülərindən biri (uzunluğu) qalan iki ölçüsünə nisbətən çox böyükdür.

Şəkil 1.1.

Brus (mil) sabit və yaxud dəyişən kəsikli olub, düzxətli və ya əyrixətli ola bilər. mn – müstəvi fiqurunu С – ağırlıq mərkəzi ilə KL – xətti boyunca hərəkət etdirsək, brusu yaradarıq. Kəsiyin ağırlıq mərkəzinin hərəkət etdiyi xəttə brusun (milin) həndəsi oxıı deyilir. Verilmiş nöqtədə brusun həndəsi oxuna perpendikulyar olan kəsiyə en kəsik və yaxud kəsik deyilir. Ox ilə bucaq əmələ gətirən kəsik çəp kəsik adlanır.

Brusun oxundan keçən, yaxud ona paralel yerləşən kəsiklər boyuna kəsiklər qəbul edilirlər.

10

Brusun oxuna paralel olan xətlər lif adlanır. b) Təbəqə (örtük) (şəkil 1.1, b). Ölçülərindən biri (qalınlığı)

qalan iki ölçüsündən daha kiçik olan cisimlərə təbəqə deyilir. c) Cisim (massiv), (şəkil 1.1, c). Əgər üç ölçünün hamısı eyni

tərtibli olarsa (elektrik ötürən dirəklərin dayaqları, dəmir yol (avtomobil) körpülərinin dayaqları və s.), onda cismi massiv adlandırmaq olar.

Bruslar (millər) və təbəqələr bütün konstruksiyalarda, maşınlarda və qurğularda həddindən artıq geniş yayılmışdır. Materiallar müqaviməti məhz belə konstruksiya elementlərinin deformasiyasını öyrənir və onların hesabat üsullarını təklif edir. Massivlərin hesabatı son dərəcə dəqiq hesablamalar tələb edir və onların hesabatı elastiqiyyət nəzəriyyə-sində aparılır.

Mühəndislik konstruksiyasının elementləri о qədər müəyyən formaya, saya, ölçülərə, materiallara, təyinatlara malikdirlər ki, praktiki olaraq bitməz-tükənməzdirlər. Ona görə də hesablama obyektlərinin sxemləşdirilməsi aparılır.

Vacib xüsusiyyətləri əks etdirən və əhəmiyyətsizləri kənar edilən real obyekt hesabat sxemi adını daşıyır.

1.3. Materiallar müqavimətində bərk cisim haqqında qəbul edilən əsas

təkliflər və fərziyyələr

Məlum olduğu kimi, cisimlərin materialları müxtəlif xassələrə malikdir.

Onların hamısı nəzərə alınarsa, ya mürəkkəb analitik asılılıqlar alınar, ya da ki, riyazi aparatdan istifadə etmək mümkün olmaz. Materialın möhkəmliyinə, sərtliyinə və dayanıqlığına təsir edən ikinci dərəcəli xüsusiyyətləri ataraq onlardan başlıcalarının üzərində dayanırıq. Buradaca xüsusi qeyd etmək lazımdır ki, müxtəlif hallarda eyni xarakteristikalar başlıca və yaxud ikinci dərəcəli ola bilərlər.

Materiallar müqavimətində qəbul edilən əsas fərziyyələr və hipotezlər aşağıdakılardır:

11

1. Cisim mütləq elastiki hesab edilir. Bu, əsas hipotezlərdən biridir. Buradan belə çıxır ki, cisim

yükləndikdə deformasiyanın axırıncı qiyməti qüvvələr təsirinin ardıcıllığından asılı deyildir.

Real həqiqətdə həmişə müşahidə olunur ki, real cisimlər ideal elastiklikdən kənara çıxır. Bu fərziyyə Huk qanunu daxilində doğrudur.

2. Cisim bircinsli qəbul edilir, yəni cisim istənilən makrohəcmdə eyni xassəyə malikdir.

3. Cisim izotrop hesab edilir, yəni cisim verilmiş həcm daxilində müxtəlif istiqamətlərdə eyni xassəyə malikdir. Baxmayaraq ki, metallar nizamsız yerləşən kristallardan ibarətdir, onların xaotik düzülüşü metalları izotrop hesab etməyə imkan verir. Lakin bəzi hallarda materialların izotrop olması fərziyyəsi qəbul olunmur. Ağac materialını, armaturlaşdırılan hissələri izotrop material hesab etmək olmaz. Həyati təcrübədən məlumdur ki, belə cisimlərin müxtəlif istiqamətlərdə bir hissəsinin başqasından ayırmaq üçün eyni qüvvə və enerji tələb olunmur.

4. Cismin tamamilə formanı doldurmaq xassəsinə malik olduğu hesab edilir. Başqa sözlə desək, söhbət ondan gedir ki, cisimdə heç bir boşluq, çat, qovuq, aralıq yoxdur. Bu hipotezin qəbul olunması imkan verir ki, materialı, eləcə də mühiti fasiləsizliyə malik olan kimi hesab edək. Bu da öz növbəsində imkan verir ki, riyazi analizin kəsilməz funksiya aparatından istifadə edək.

5. Əvvəllər qeyd olunmuşdu ki, cisim kifayət qədər bərk hesab edilir, yəni yaranan deformasiya onun həndəsi ölçülərindən çox kiçik olur. Bu qabaqcadan imkan verir ki, onlardan inşaat materialları kimi istifadə edək. Belə cisimlər və sistemlər verilmiş böyük sərtlikli cisim və sistemlər adlanırlar. Şərh edilənlərə əsasən deformasiyanın kiçikliyi haqqında hipotezə tərif verə bilərik.

Hesab edilir ki, cisim və sistem onların həndəsi ölçüləri ilə müqayisədə çox kiçik deformasiyaya malik olurlar.

6. Yastı kəsiklər (Bernulli) fərziyyəsi. Bu fərziyyəyə əsasən konstruksiya elementlərinin en kəsikləri deformasiyadan əvvəl olduğu kimi, deformasiyadan sonra da yastı qalır.

12

1.4. Xarici və daxili qüvvələr haqda anlayış

Məlumdur ki, qüvvə bir cismin digərinə təsiridir. Real obyektə tətbiq olunması üsuluna görə xarici qüvvələr: topa, səthi və həcmi qüvvələrə bölünürlər.

1. Tора qüvvələr. Tора qüvvələr elə qüvvəyə deyilir ki, ötürülmə sahəsi real obyektin toxunma səthinə nisbətən ikinci və ya üçüncü tərtibli kiçik kəmiyyət olsun, yəni sonsuz kiçik səth üzrə verilən qüvvə topa qüvvədir.

Tора qüvvənin ölçü vahidi BS sistemində Nyutondur (N). Tора qüvvənin tətbiq olunmasına dair saysız-hesabsız

misallardan qatarın ağırlığının onun təkərinin vasitəsilə dəmir yolu relsinə ötürülməsini misal göstərmək olar.

2. Səthi qüvvələr. Səthi qüvvə müəyyən sahəyə təsir edən yayılmış qüvvəyə deyilir. Paraşütə olan təsir, təyyarəyə, avtomobilə, teplovoza hava müqavimətinin təsiri, parçanın tikiş maşının stoluna təsiri səthi qüvvələrə əyani misallardır.

BS sistemində ölçü vahidi [p]=Pa, MPa-dır. 3. Həcmi qüvvələr. Qüvvələr bütün həcmdə hər bir nöqtədə

paylanarsa, həcmi qüvvələr adlanırlar. Təcilli hərəkətdə olan cisimlərin ətalət qüvvələri, cəzb etmə qravitasiya qüvvələri həcmi qüvvələrdir. Həcmi qüvvələr cismin həcminin hər bir nöqtəsindəki m həcm intensivliyi ilə xarakterizə olunurlar:

,limV

Fm

0v ∆∆

=→∆

(1.1)

burada ∆F – həcm boyunca yayılan həcmi qüvvələrin əvəzləyicisidir;

∆V— cismin ixtiyari nöqtəsi ətrafında həcmdir.

Ölçü vahidi [m] = N/m3. Mühəndislik hesabatlarında konstruksiya elementlərinin nadir

hallarda çəkiləri nəzərə alınır. Məsələn: qəfəsləri böyük dərinliklərdən qaldıran trosların, dərin quyuların qazılmasında işlədilən ştanqların, metallurgiya zavodlarında buxarıların hesabatında çəkini nəzərə almaq zəruridir. Lakin əksər hallarda

13

elementin çəkisi xarici qüvvələrə nisbətən kiçik olduğundan nəzərə alınmır, çünki o, 1,0÷2,0% təşkil edir.

Uzununa paylanan intensivlik adlanan səpələnmiş yükün intensivliyi q aşağıdakı düsturla təyin edilir:

,limX

Fq

0x ∆∆

=→∆

(1.2)

burada: ∆F – uzunluğu ∆x olan sahəyə təsir edən uzununa ölçülən qüvvələrin əvəzləyicisidir;

Cismə təsir edən xarici qüvvələr təsir xarakterinə görə statiki və dinamiki qüvvələrə ayrılırlar.

1. Statiki qüvvələr. Nisbətən böyük vaxt müddətində qiyməti sıfırdan işçi qiymətə qədər artan qüvvələrə statiki qüvvələr deyilir. Məsələn, tikilən binalarda bir neçə ay, yaxud illər ərzində bünövrə üzərində kərpiclər bir-birinin üzərində qoyularkən yük çox kiçik sürətlə artır.

2. Dinamiki qüvvələr. Əgər xarici qüvvə qısa müddətdə (saniyənin onda, yüzdə və mində biri) tətbiq olunarsa, yaxud qüvvənin artma surəti böyük olarsa, belə qüvvələr dinamiki qüvvələr, sistemin yüklənməsi isə dinamiki yüklənmə adlanır. Məsələn, çəkicin zindana təsiri.

Statiki və dinamiki yüklənmələrdə hesabatın xarakteri, onlara yanaşmaq üsulları tamamilə müxtəlifdir.

Molekulyar nəzəriyyəyə əsasən ideal-elastiki fiziki bərk cisim hissəciklərdən (kristallardan, molekullardan, atomlardan və b.) ibarətdir.

Hissəciklər arasındakı məsafə, özlərinin mərkəzlərinə nəzərən hissəciklərin amplituda rəqslərinin hesabına vaxta görə qiyməti fasiləsiz dəyişən qüvvələrin qarşılıqlı təsirindən təyin edilir.

Cisim Fi xarici qüvvələri ilə yükləndikdə kristal qəfəsdə atomlar arasındakı məsafə dəyişir: dartılma deformasiyasında atomlar bir-birindən uzaqlaşır, amma sıxılmada yaxınlaşırlar. Xarici qüvvələr hesabına atomlar arasındakı məsafənin dəyişməsi əlavə qüvvələrin yaranmasına səbəb olur. Xarici qüvvələrin tətbiq olunması nəticəsində hissəciklər arasında yaranan əlavə qarşılıqlı təsir qüvvəsinə elastiklik qüvvəsi, yaxud, daxili qüvvələr deyilir.

14

Đstənilən mühəndislik konstruksiyasının möhkəmlik məsələlərini о vaxt həll etmək olar ki, daxili qüvvələrin qiyməti və onların paylanma qanunu məlum olsun. Ona görə də cisimlərdə daxili elastiki qüvvələrin təyini, konstruksiyaların, tikintilərin və onların ayrı-ayrı elementlərinin möhkəmlik məsələləri tədqiqatında çox vacib məsələdir.

1.5. Cismin kəsiyindəki daxil qüvvə amillərinin təyini

Kəsmə üsulu adlanan mücərrəd yoldan istifadə edərək baş vektorun və baş momentin qiymət və istiqamətlərini təyin etmək olar. Bu üsulun mahiyyəti dörd ardıcıl əməliyyatdan ibarətdir:

1. Bizi maraqlandıran istiqamətdə cismi kəsmək (fikrən), şəkil 1.2, a.

2. Hissələrdən birini, məsələn, solu (şəkil 1.2, b) tullamaq və sağı öyrənmək.

3. Atılmış sol hissənin saxlanılan sağ hissəyə təsirini daxili qüvvələr sistemi ilə əvəz etmək. Qeyd olunduğu kimi, bu qüvvələrin qiyməti və istiqaməti kəsiyin istənilən nöqtəsində ixtiyari-dir. Ona görə də daxili qüvvələr sistemini kəsikdə baş vektor R və baş moment M halına gətiririk.

R və M vektorlarını uyğun olaraq üç cüt qüvvə komponentinə və cüt qüvvəyə ayırırıq (şəkil 1.2, c).

Şəkil 1.2.

15

Daxili qüvvələrin R baş vektoru x, y və z oxlarına uyğun olaraq N, QY və Qz şəklində proyeksiyalanır.

Daxili qüvvələrin baş vektorunun x oxuna proyeksiyasına (kəsiyə normal) normal qüvvə deyilir və N ilə işarə edilir. Normal qüvvələr en kəsiklərinin x oxu istiqamətindəki yerdəyişməsinə maneçilik edir.

R-in у və z oxlarındakı (kəsik səthində) proyeksiyaları QY və QZ ilə işarə edilir. Onlara uyğun olaraq у və z oxları boyunca eninə qüvvələr deyilir. Kəsici qüvvələr cismin səth müstəvisində hissələrin bir-birinə nisbətən sürüşməsinə maneçilik törədir.

Daxili qüvvələrin M baş momenti x, y, z oxlarına uyğun olaraq T, МY, MZ şəklində proyeksiyalanır. Hər proyeksiyanın öz adı var: T - burucu moment, onun cütü - y, z oxları səthinə təsir edir, vektoru isə kəsik səthinə perpendikulyardır, yəni x oxu boyunca yönəlib. Burucu moment, kəsiyin cismin kəsiyinə normal olan oxa nisbətən dönməsinə maneçilik törədir. MY və MZ uyğun olaraq у və z oxlarına nəzərən əyici momentlərdir. Əyici momentlər en kəsikdə yerləşən oxların dönməsinə maneçilik törədir. R və M vektorlarının tərkib hissəsi olan N, QY, QZ, T, MY, MZ – lərə daxili qüvvə amilləri deyilir.

4. Cismin saxlanılmış hissəsini müvazinətləşdirmək üçün fəza sistemi üçün müvazinət tənliklərini yazmaq.

1) ∑X = 0; 4) ∑MX = 0;

2) ∑Y = 0; 5) ∑MY = 0; (1.3)

3) ∑Z = 0; 6) ∑MZ = 0.

Birinci üç tənliyin birindən istifadə edərək R - baş vektorunun bir toplananını təyin edirik (şəkil 1.3). Məsələn,

sağdan

∑X = 0; N = F3X + F4X =∑FiX

tənliyini götürək. Cismin atılmış sol hissəsinin saxlanılan sağ hissəyə təsiri, sağ

hissənin sol hissəyə olan təsirinə bərabər olduğu üçün R - in x oxu boyunca toplananı bərabərdir:

16

soldan sağdan N = ∑FiX = ∑FiX (1.4)

Daxili qüvvələrin baş vektorunun komponentləri kəsikdən bir tərəfdə qalan xarici qüvvələrin ox üzərindəki proyeksiyalarının cəbri cəminə bərabərdir.

Daxili qüvvələrin baş momentinin toplananları (1.3) ifadəsinin axırıncı üç tənliyindən təyin oluna bilər. Məsələn: sağdan

∑MX = 0; MX = momX F3 + momX F4 = ∑miX ,

yaxud, təsir və əks təsirin bərabərliyi şərtindən bütövlüklə yazırıq: soldan sağdan

∑MX = ∑miX = ∑miX (1.5)

Daxili qüvvələrin baş momentinin komponentləri kəsikdən bir tərəfdə qalan qüvvələrin oxa nisbətən momentlərinin cəbri cəminə bərabərdir.

1.6. En kəsikdə yaranan gərginliklər

Konstruksiya elementlərini möhkəmliyə hesablamaq üçün onların en kəsiklərində yaranan gərginlikləri təyin etmək lazımdır.

∆A - sahəciyinə təsir edən daxili qüvvənin qiymətini ∆ F işarə

edək (şəkil 1.3,a). orPA

F=

∆∆

nisbətinə ∆A hissəciyində уаrаnаn

gərginlik deyilir. Madam ki, hipotezə görə brusun mühiti bütövdür, son həddə keçə bilər, yəni

.limA

FP

0A ∆∆

=→∆

(1.6 )

Bu gərginlik К nöqtəsindəki həqiqi və yaxud ümumi gərginlik adlanır. Gərginliyin riyazi təhlilinin asan olması üçün ümumi gərginlik (şəkil 1.3, b) iki gərginliyə: en kəsiyə perpendikulyar olan σv normal gərginliyinə və kəsik səthinə toxunan olan τv toxunan gərginliyinə ayrılır. Ümumi gərginlik vektorunun kəsiyin К

17

nöqtəsində v normalı ilə üst-üstə düşən toplananına normal gərginlik, t oxu ilə üst-üstə düşəndə isə toxunan gərginlik deyilir (şəkil 1.3, c).

Şəkil 1.3.

Ümumi gərginliklə onun toplananları arasındakı asılılığı görmək

çətin deyildir:

p2 = ,2v

2v τσ + (1.7)

yaxud

.2v

2vp τσ += (1.8)

Gərginliyin SĐ sistemində ölçü vahidi Paskal - Pa.

1.7. Yerdəyişmələr və deformasiyalar

Yuxarıda göstərdiyimiz kimi, təbiətdə mütləq bərk cisim yoxdur. Onlar xarici qüvvələrin təsirindən formasını və həndəsi ölçülərini dəyişir (deformasiyaya uğrayır).

Tutaq ki, cisim (şəkil 1.4.) Fi xarici qüvvələri və q=q(s) səpələnmiş yükü ilə yüklənmişdir. Ancaq o elə bərkidilmişdir ki, onun hər bir nöqtəsi yalnız cismin həndəsi ölçülərinin dəyişməsi hesabına hərəkət edə bilər. Cismə xarici qüvvə tətbiq edilməzdən əvvəl nöqtənin vəziyyətini A ilə, deformasiyadan sonrakı vəziyyətini isə B ilə işarə edək. A və B nöqtələrini AB vektoru ilə birləşdirək.

18

Başlanğıcı yüklənməmiş cismin nöqtəsində, sonu isə deformasiya olunan cismin həmin nöqtəsində olan δ vektoruna nöqtənin ümumi yerdəyişmə vektoru deyilir. Onun x,y,z – koordinat oxlarındakı proyeksiyaları u,v,w yerdəyişmələri olacaqdır. Bu yerdəyişmələr xətti yerdəyişmələrdir.

Xətti yerdəyişmələrlə yanaşı bucaq yerdəyişmələri anlayışını da veririk. Deformasiya olunmayan vəziyyətdəki CD parçası xarici qüvvələr tətbiq olunandan sonra C1D1 vəziyyətini alacaqdır (şəkil 1.5). Şəkildən görünür ki, parça ϕ bucağı qədər dönmüşdür, Bu bucaq

CD parçasının ümumi bucaq yerdəyişməsidir. Deformasiya anlayışını daxil edək. Tutaq ki, deformasiya

olunmayan vəziyyətdə (şəkil 1.6) AB parçasının uzunluğu s, iki tərəfli CDE bucağı isə, məsələn, 90O olsun. Deformasiyadan sonra parça

BA ′′ vəziyyətini və ∆s uzunluq artımını alır; iki tərəfli bucaq isə

qiymət və vəziyyətini dəyişir ( EDC ′′′ ˆ ). ∆s artımının onun əvvəlki s uzunluğuna olan nisbətinə orε orta uzanma deyilir.

s

sor

∆=ε (1.9.)

Əgər parçanı kiçiltsək (B nöqtəsini A nöqtəsinə yaxınlaşdırsaq), onda son həddə alarıq:

Şəkil 1.4. Şəkil 1.5.

19

s

ss

AB∆

=→0

limε (1.10)

ABε - AB istiqamətində A nöqtəsindəki xətti deformasiya

adlanır. Deformasiyaya x,y,z koordinat oxları istiqamətində uyğun indekslər əlavə etsək, alarıq:

εx, εy, εz. Cismin xarici qüvvələrlə

yüklənməsi halında 90O - ϕ bucağının artımı son həddə:

′′′−=

∧

→→

EDCECDYECCD

CDEˆlim

00

Deformasiyaya qədər və deformasiyadan sonrakı bucaqların fərqinin limiti γ ilə işarə edilir və

bucaq deformasiyası adlanır. Koordinat müstəvilərində sürüşmə bucaqları γ xy, γ yz, γ zx olacaqdır.

Deformasiyanı yerdəyişmədən fərqləndirməyi bilmək lazımdır. Məsələn, şəkil 1.6.-da I məntəqə deformasiya olunur, amma II məntəqə yalnız xətti və bucaq yerdəyişməsi alır.

Şəkil 1.6.

20

II-Fəsil. SADƏ DEFORMASĐYALARDA DAXĐLĐ QÜVVƏLƏRĐN TƏYĐNĐ

2.1. Dartılma və sıxılmada daxili qüvvələrin təyini

Əgər xarici qüvvələrin təsirindən konstruksiya elementlərinin en kəsiyində yalnız normal qüvvə əmələ gələrsə, bu halda yaranan deformasiyaya qüvvələrin təsir istiqamətindən asılı olaraq dartılma, yaxud sıxılma deformasiyası deyilir.

Şəkil 2.1-də brusun dartılma və sıxılma deformasiyası, həmçinin brusun oxuna perpendikulyar olan 1-1 və 2-2 kəsikləri göstərilmişdir.

Başqa brusa baxaq (şəkil 2.2,a). Brusun 1-1 kəsiyində normal qüvvənin qiymətini təyin edək. (1.3) ifadəsinə müraciət edərək ∑X=0 və brusun sol və sağ hissələrinə baxaraq kəsmə üsuluna əsasən alırıq:

N = 3F − F − F = F N = F.

Alınan qiymətləri ümumiləşdirərək təyin edirik.

soldan sağdan

N= ∑Fi = ∑Fi (2.1)

Normal qüvvə kəsikdə təsir edən elementar normal qüvvələrin əvəzləyicisi olub, kəsikdən bir tərəfdə qalan qüvvələrin cəbri cəminə bərabərdir.

Şəkil 2.2-dən görünür ki, Fi qüvvələri brusun oxu boyunca yönəliblər. Burada dartılma, sıxılma deformasiyalarına tərif vermək olar: xalis dartılma (sıxılma) deformasiyası ox boyunca yönələn qüvvələrdən, yaxud əvəzləyiciləri oxla üst-üstə düşən qüvvələrdən brusda yaranan deformasiyaya deyilir.

Yenə də şəkil 2.2, с-уə müraciət edək. 1-1 kəsiyinə dartıcı normal qüvvələr tətbiq olunub. Onlar

kəsikdən xarici normal tərəfə yönəliblər. Dartıcı normal qüvvələr

Şəkil 2.1.

21

şərti olaraq müsbət, sıxıcı normal qüvvələr isə mənfi hesab edilirlər. Buna görə də kəsikdə normal qüvvələr təyin olunanda əvvəlcə oxu müsbət tərəfə yönəldirlər (kəsikdən yönələn) və istər qiymətcə, istərsə də işarəcə cavabı düzgün alırlar.

Nəhayət epür anlayışına tərif verək:

Bu və ya digər kəmiyyətin dəyişməsini göstərən qrafikə epür deyilir.

Məsələn, dartılma, sıxılmaya işləyən brusda normal qüvvə epürü − kəsiklərin vəziyyətindən asılı olan N normal qüvvənin x absisindən asılı unksiya qrafikidir.

Məsələ 2.1. Fi − topa qüvvələri ilə yüklənən brus üçün (şəkil

2.3) normal qüvvə epürünü qurmalı. Həlli: 1. Brusu qüvvəli məntəqələrə ayırırıq. Əgər məntəqə

hüdudunda daxili qüvvə amili eyni analitik ifadələrlə təsvir olunursa, onda belə məntəqələr qüvvəli məntəqələr adlanırlar. Şəkil 2.3, a-da qüvvəli məntəqələr göstərilib və üç dənədir.

2. Kəsmə üsulundan istifadə edərək brusun aşağı hissəsini atırıq və yuxarı hissəsinə baxırıq. Нər dəfə N normal qüvvəsini müsbət veririk kəsikdən istiqamətləndirilmiş (xarici normala tərəf) kimi.

I – məntəqə (şəkil 2.3, c): ∑X = 0; N + F = 0; N = − F (brus bu məntəqədə sıxılma

şəraitində işləyir). II − məntəqə (şəkil 2.3, d): ∑X = 0; N= − F + 2F = F (II məntəqə dartılır). III – məntəqə (şəkil 2.3, ç): ∑X = 0; N = − F + 2F − 3F = −2F (brus bu məntəqədə sıxılır). Brusun məntəqələrində N-in analitik ifadəsi qrafiki olaraq bazis

xətlərinə paralel olan düz xətlərlə təsvir edilir. Bu epür işarə nəzərə alınmaqla şəkil 2.3, b-də göstərilir.

Şəkil 2.2.

22

Şəkil 2.3

2.2. Burulmada daxili qüvvələrin təyini

Şəkil 2.4-də təsvir olunan düz oxlu brus bəzi hallarda burucu cütlər adlanan xarici mi momentləri ilə yüklənmişdir. Bu halda yaranan deformasiyaya burulma deformasiyası deyilir. Kəsmə üsulundan istifadə edərək sağ tərəfi tullayıb sol tərəfə baxırıq (şəkil 2.5). Tutaq ki, elementar dA sahəciyinə Q toxunan qüvvəsi təsir edir. Onda τdA − elementar qüvvə, τdA·h isə x oxuna nisbətən elementar toxunan qüvvələrin momenti olacaq. Bu momentləri kəsik üzrə cəmləməklə burucu momenti təyin edirik:

∫ ⋅=A

hAdT .τ

Şəkil 2.4. Şəkil 2.5.

Baxılan hissə üçün ∑mx = 0 müvazinət şərtindən istifadə edərək alırıq:

23

T = m1 − m2, yaxud

soldan sağdan

T = ∑ mi − ∑mi (2.2)

Burucu moment daxili elastik toxunan qüvvələrin x oxuna görə momentidir və kəsikdən bir tərəfdə qalan burucu momentlərin cəbri cəminə bərabər olur.

Burucu momenti şərti olaraq о vaxt müsbət hesab edirik ki, xaric tərəfdən kəsiyə normal istiqamətdə baxanda burucu moment saat əqrəbinin əksinə yönəlmiş olsun (şəkil 2.5).

Məsələ 2.2. Momentləri mi olan xarici cütlərlə yüklənən brus üçün (şəkil 2.6) burucu moment epürünü qurun.

Həlli: Brusu I, II, ..., V qüvvəli məntəqələrə ayıraq. Dartılma və sıxılmaya işləyən bruslardakına uyğun, burulmada qüvvəli məntəqə о hissə olacaqdır ki, həmin sərhədlərdə burucu moment eyni analitik ifadə ilə təsvir olunsun.

Т burucu momentin hər dəfə qiymətini təyin etdikdə kəsmə üsulundan istifadə edirik.

I məntəqə. Brusu sol tərəfdən x məsafəsində kəsirik (şəkil 2.6, b) və en kəsiyə T müsbət işarəli burucu momenti tətbiq edirik. Statika tənliklərindən istifadə edirik.

soldan

T= ∑mi; T+ m = 0; T= −m.

I-məntəqə sərhədlərində burucu moment sabitdir. Onun qiymətini bazis xəttindən aşağıdakı ordinat üzrə qeyd edirik və normal keçiririk (şəkil 2.6, b). Epürü bazis xəttinə perpendikulyar xətlərlə cizgiləyirik.

Bəzən T epüründə belə ştrixləməni vintvarı xətlə də əvəz edirlər.

II məntəqə. I məntəqədəkinə uyğun olaraq işi davam etdiririk. Brusu sol tərəfdən II məntəqə daxilində x məsafəsində kəsirik (şəkil 2.6, c) və onun müvazinət halına baxırıq:

T = − m + 3 m = 2 m.

24

Şəkil 2.6.

II-məntəqə sərhəddində epür bazis xəttindən yuxarı qurulur.

Qeyd etmək lazımdır ki, sonrakı hər bir məntəqə üçün məntəqələri qrafiki təsvir etməyə ehtiyac qalmır. Qalan məntəqələr üçün hesabat aşağıdakı qaydada davam etdirilir:

III-məntəqə:

T = −m + 3m − 5m = −3m. IV-məntəqə:

T= −m + 3m − 5m = − m. V-məntəqə:

T= 2m.

25

Bu qiymətlər uyğun məntəqələrdə bazis xəttinə реrpеndikulyar qeyd edilib, tam brus üçün T burucu moment epürü qurulur (şəkil 2.6, b).

2.3. Əyilmədə daxili qüvvə amillərinin təyini

I. Ümumi anlayışlar

Başlıca olaraq əyilməyə işləyən bruslara (millərə) tir deyilir. Şəkil 2.7-də tirin x oxu və kəsiyin Y simmetriya oxu ilə üst-üstə

düşən H müstəvisində təsir edən xarici qüvvələr və momentlər göstərilmişdir. Bu müstəvi baş müstəvidir. Belə yükləmədə tirin deformasiyası bu müstəvi ilə üst-üstə düşür. Hər bir kəsiyin yerdəyişməsi tirin oxuna perpendikulyar olur (boyuna yerdəyişmələr nəzərə alınma-yacaq dərəcədə kiçik olur).

Kəsmə üsulundan istifadə edərək tirin sol tərəfinə baxaq (şəkil 2.7, b). En kəsikdə qüvvələr müstəvisinin kəsişmə xəttini qüvvələr xətti (о у oxu ilə üst-üstə düşür), ona perpendikulyar olan xətti isə (z oxu ilə üst-üstə düşür) neytral xətt adlandıraq. Onları çertyojda şərti olaraq q.x. və n.x. işarə edirik.

Kəsikdəki dA sahəciyində elementar dN normal qüvvəsi və dQy eninə qüvvəsi yaranır. Tir

Şəkil 2.7.

26

müvazinətdədir, ona görə onun baxılan hissəsi də müvazinətdə olacaqdır, yəni:

∑ ∫ =−−−=A

y 0FF2dQ0Y ,

∑∑ ==sag

i

sol

iy FFQ (2.3.)

soldan sağdan

∑ ∑== ixixe FmomFmomM (2.4)

(2.3) ifadəsinə əsasən demək olar ki, kəsici qüvvə kəsikdə elastikliyin toxunan qüvvələrinin əvəzləyicisi, kəsikdən solda və ya sağda qalan xarici qüvvələrin qüvvələr oxuna proyeksiyalarının cəbri cəminə bərabərdir.

(2.4) ifadəsinə əsasən kəsikdə əyici moment həmin kəsikdə elastikliyin cüt qüvvələrinin əvəzləyicisinə bərabər olub, kəsikdən bir tərəfdə qalan topa və yayılmış yüklərin neytral xəttə nəzərən momentlərinin cəbri cəminə bərabərdir.

Əgər əyilmədə, məsələn, öyrəndiyimiz haldakı kimi, daxili qüvvələr kəsici qüvvəyə və əyici momentə çevrilirsə, onda belə əyilmə xalis əyilmə adlanır.

2.4. Əyici moment, kəsici qüvvə və yayılmış yük intensivliyi arasındakı diferensial asılılıqlar

Nəzərdə tutulur ki, (2.4) ifadəsində Mz əyici momentin qiymətinə həm təpə momentlərin, həm də təpə qüvvədən və yayılmış yükdən yaranan momentlərin qiymətləri daxildir (əgər baxılan məntəqədə onların hamısı iştirak edirsə).

(2.3) ifadəsindəki Qy kəsici qüvvənin qiymətində, həmin baxılan məntəqədə varsa, yayılmış yükün təsiri də nəzərə alınır. Şəkil 2.8-də sol tərəfi möhkəm bərkidilən konsol tirə qz=f(z) dəyişən intensivlikli yayılmış yükün təsiri göstərilib.

Tutaq ki, sol kəsikdə daxili qüvvələr Qy kəsici qüvvəsinə Mz əyici momentinə bərabərdir, sağ tərəfdə isə onlar artım alaraq

Şəkil 2.7.

27

Qy + dQy , Mz + dMz qiymətlərini alacaqlar. Belə elementar element üçün uyğun müvazinət tənliklərini yazırıq:

∑Y=0; Qy + qdx − (Qy + dQy) = 0 Buradan

q = dQy / dx. (2.5)

Burada tirin sonsuz kiçik uzunluğunda yayılmış yük sabit götürü- lüb və q ilə işarə edilib.

Elementə tətbiq olunan qüvvələrin A nöqtəsinə nəzərən momentlərinin cəmi:

∑ =+−+⋅+=⋅ 0dMM2

dxqdxQM0Fmom zz

2

yziz )(;

Buradan isə

dx

dMQ z

y = (2.6)

2

dxq

2

toplananı yüksək tərtibli kiçik kəmiyyət olduğundan

nəzərə alınmır. (2.5) ifadəsindən q-nün qiymətini (2.6) ifadəsini nəzərə almaqla təyin edək:

2z

2

dx

Mdq = . (2.7)

(2.5) və (2.7) ifadələrinə əsasən yayılmış yükün intensivliyi kəsikdə yaranan xarici qüvvədən absisə görə alınan birinci tərtibli törəməyə, əyici momentdən alınan ikinci tərtibli törəməyə bərabərdir.

(2.6) ifadəsinə görə kəsikdə yaranan kəsici qüvvə əyici momentdən alınan birinci tərtibli törəməyə bərabərdir. (2.5) və (2.6) ifadələrindən:

∫ +⋅=x

0y CdxxqQ ,)( (2.8)

Şəkil 2.8.

28

∫ +⋅=x

0yz CdxQM . (2.9)

(2.5).. .(2.9) ifadələrindən kəsici qüvvə və əyici moment epürlərini quranda istifadə edirlər.

2.5. Tirlərdə kəsici qüvvə və əyici moment epürlərinin qurulması

Epürləri qurmaq üçün əyilmədə işarə qaydasını bilmək vacibdir. Kəsici qüvvənin vektoru məntəqəni kəsiyə nəzərən saat əqrəbi istiqamətində apararsa, onun işarəsi müsbət, əks halda isə mənfi qəbul edilir. Əyici moment kəsikdə о vaxt müsbət götürülür ki, onun təsirindən neytral oxdan yuxarıdakı liflər sıxılsın, əks halda − mənfidir.

Məsələ 2.3. Verilmiş tir üçün (şəkil 2.9,a) QY kəsici qüvvə və MZ əyici moment epürlərini qurun.

Epürlərin qurulması qaydalarını öyrənməyi asanlaşdırmaq, yorucu arifmetik hesablamaları sadələşdirmək məqsədilə F topa qüvvə, m topa moment, q - intensivliyi olan səpələnmiş yük və a uzunluğu arasında aşağıdakı əlaqələri qəbul edirik:

F = qa; m =Fа = qa2. (2.10)

Həlli: I-məntəqə. Sol tərəfdən x məsafəsində olan kəsikdə-ki QY və MZ-in qiymətlərini təyin edək (şəkil 2.9,d).

1 ) QY = F.

2) ∑MZ = 0; MZ = Fx (0 ≤ x ≤ a)

QY epürü bazis xəttinə paralel düz xətdir (Şəkil 2.9,b).

MZ epürü bazis xəttinə maili düz xətdir. Onları qurmaq üçün iki nöqtədə ordinatları təyin etmək kifayətdir. Beləliklə,

x = 0; MZ = 0; x = a; MZ = m. (şəkil 2.9,c)

Hər iki halda QY = F (şəkil 2.9,b).

II-məntəqə. Birinci məntəqədə olduğu kimi, alırıq:

29

Şəkil 2.9

1) ∑Y = 0; Qy=F-2q (x-a) düz xətt tənliyidir. a ≤ x ≤2a, x=a,

FF2Fqa2FQY −=−=− .

2) ∑Mz=0; 22

z axqFx2

axq2FxM )(

)(−−=

−−= −

paraboladır (ikinci tərtibli tənlikdir).

Əyri xətti çəkmək üçün ən azı üç nöqtə tapmaq lazımdır:

x =a, Mz = m; x = 2a, Mz=F·2a-qa2=m

Axırıncı kəsiklərdəki ordinatların bərabər qiymətə malik olması göstərir ki, ara kəsikdə əyici moment ekstremum qiymət almalıdır.

30

(2.6) diferensial asılılığa əsasən ekstremum qiymət aşağıdakı ardıcıllıqla təyin olunur:

a) Qy üçün analitik ifadə yazılır. Qy=F-2q(x-a).

b) Qy sıfıra bərabər edilib x təyin edilir:

Qy = F – 2q ( x – a )= 0, F – 2qx +2qa = 0

(2.10) ifadəsini nəzərə alsaq:

a2

3x = .

c) x-in qiyməti Mz-in analitik ifadəsində yazılaraq momentin

maksimal qiyməti təyin edilir:

m4

5aa

2

3qa

2

3FM

2

z =

−−= .

Đkinci məntəqədə intensivliyi 2q olan bərabər yayılmış yükdən yaranan əyici momentin yazılması qaydasını aydınlaşdıraq. Yayılmış yükdən yaranan moment 2q(x-a) (x-a) yüklü sahəciyin həmin yüklü sahənin ağırlıq mərkəzindən baxılan kəsiyə qədər məsafənin hasilinə bərabərdir. Bu məsafə xc=(x-a)2/2 olur. Buna oxşar məsələlərin həllində izahat vermədən bu qaydaya əməl edəcəyik. Hər dəfə kəsmə üsulundan istifadə edərək şəkil 2.9d və e-dəki kimi, ayrı-ayrı məntəqələri göstərməyə ehtiyac yoxdur. Verilmiş sxemdə koordinat başlanğıcından x məsafəsində kəsik verib hissəsinin müvazinət halına baxmaq lazımdır. Bizim qəbul etdiyimiz hallarda kəsik həmişə sol tərəfdən verilir və xarici qüvvə hesab edilən dayaq reaksiyaları da nəzərə alınır.

III məntəqə. Tirin sol tərəfindən x məsafəsində olan sol kəsiyə baxaq (şəkil 2.9,a).

∑ −=−== ;, Fqa2FQ0Y Y

., a3xa2a2

3xqa2FxM z ≤≤

−−=

31

Tənlik düz xətt tənliyidir. Epürü qurmaq üçün kənar kəsiklərə uyğun iki ordinatın qiymətini təyin etmək kifayətdir.

Beləliklə:

x = 2a, Mz = m; x = 3a, Mz = 0

IV məntəqə. Tirin sol tərəfindən x məsafədə olan hissənin sol kəsiyinin müvazinət halına baxaq (şəkil 2.9,a):

1) ∑ −== FQ0Y Y,

2) .,, a4xa3ma2

3xqa2FxM0M zz ≤≤−

−−==∑

Mz – bazis xəttinə maili düz xətt tənliyidir.

x = 3a, Mz = −m; x = 4a, Mz=−2m

V məntəqə. x məsafədə olan hissənin sol kəsiyində müvazinət tənliyinə görə (şəkil 2.9,a):

1) ∑ −+−=−+−== );()(, a4xq2Fa4xq2qa2FQ0Y 4Y

x = 4a, Qy = −F;

x = 6a, Qy = −F +2q · 2a = 3F.

2) 0M Z =∑ .

axa42

a4xq2ma

2

3xq2FxM

2

z ≤≤−

+−

−−= ,)(

Mz ikinci tərtibli tənlikdir (parabola), ən azı tirin üç kəsiyində əyici momentin qiymətini təyin etmək lazımdır.

Beşinci qüvvəli məntəqənin kənar kəsiklərində Mz əyici momentin qiymətləri:

x = 4a, Mz = −2m;

x = 6a, Mz = 0

olacaqdır. Bu məntəqə üçün Qy epüründə qiymət mənfidən müsbətə keçir.

Ona görə də, Qy=0 olan kəsikdə Mz əyici momenti ekstremum ezM

qiymət alır (görəcəyik ki, bu minimum qiymət də ola bilər).

32

Mz epürünün üçüncü ordinatını Qy=0 olan kəsikdə tapırıq. Đkinci

məntəqədəki uyğun əyici momentin ezM ekstremum qiymətini təyin

etdiyimiz kimi, burada da alırıq:

1) a2

9x0a4xq2FQy ==−+−= ,)( ;

2) ;)( 2z a4xqma

2

3xq2xFM −+−

−+⋅−=

3) .; m

4

9Ma

2

9x

MM

ez

ez

z−==

=

VI məntəqə. Brusun bu məntəqəsinin sərhədləri daxilində hissənin sol kəsiyində müvazinət tənliklərini alırıq:

1) ∑ =⋅+−== ;, F3a2q2qa2FQ0Y Y

.;)(

)(,)

a7xa62

ma5xqa2

ma2

3xqa2FxM0M2 zz

≤≤−−+

+−−−==∑

M tənliyi birinci dərəcəlidir. Mz epürü məntəqədə bazis xəttinə maili düz xətdir. Düz xəttin ordinatları

x = 6a, ;2

mM z −=

x = 7a, .m2

5M z =

Kəsici qüvvə və əyici moment epürləri şəkil 2.9,b və c-də təsvir edilib.

Şəkil 2.9, b və c-də qurulmuş QY və MZ epürlərinin bir sıra xüsusiyyətlərinə diqqət yetirək.

Qy epürünə aid aşağıdakıları qeyd etmək olar: 1. Hansı kəsikdə topa qüvvə tətbiq olunubsa, epürdə onun təsir

istiqamətində həmin qüvvənin qiymətinə bərabər sıçrayış alınır.

33

(Epürün qurulması tirin sol tərəfindən başlanır, ancaq bu hökm deyil, sağ tərəfdən də başlamaq olar).

2. Yayılmış yük tətbiq olunmayan məntəqələrdə epür bazis xəttinə paralel düz xətlərlə əhatə olunur.

3. Hansı məntəqəyə müntəzəm yayılmış yük tətbiq olunubsa, həmin məntəqədə epür bazis xəttinə maili düz xətt olur. Üçbucaq, trapesiya və s. şəklində yük tətbiq olunarsa, onda epür iki və daha çox tərtibli parabola kimi təsvir olunur.

4. Əgər epürün qurulması x oxunun müsbət istiqamətində aparılırsa, yəni koordinat başlanğıcı sol tərəfdə götürülüb, y oxu yuxarıya, x oxu isə sağ tərəfə yönəldilərsə, tirin kəsiyinə topa qüvvə tətbiq olunanda epürdə onun istiqamətində qiymətcə bərabər sıçrayış alınır. Əgər Qy epürünün qurulması mənfi istiqamətdə aparılarsa, onda sıçrayışı əks tərəfdə göstərmək lazımdır;

5. (2.5) diferensial asılılığına əsasən q yayılmış yükün intensivliyi kəsici qüvvə epürünə toxunan xəttin əmələ gətirdiyi bucağın tangensinə bərabərdir.

6. Hansı məntəqədə əyici moment sabitdirsə, həmin məntəqədə kəsici qüvvə sıfıra bərabərdir.

Mz epürünə dair aşağıdakı xüsusiyyətləri göstərmək olar:

1. Hansı məntəqədə yayılmış yük yoxdursa, o məntəqədə epür düz xətt olur (bazis xəttinə ya paralel, ya da maili).

2. Məntəqəyə müntəzəm yayılmış yük tətbiq olunubsa, epür ikinci tərtibli əyri (parabola) ilə əhatə olunur və əyrinin qabarıqlığı yükün istiqamətinə qarşı olur. Əgər yük qeyri-müntəzəm yayılmış olarsa, onda əyri daha böyük tərtibli olur.

3. Əgər tirə topa moment tətbiq olunarsa, epürdə onun qiyməti qədər sıçrayış olur və istiqaməti də momentin işarəsinə uyğun gəlir.

4. Kəsiyə xarici topa qüvvə tətbiq edildikdə, Mz epürünün həmin kəsiyə uyğun gələn yerində sınma olur.

5. (2.6) diferensial asılılığa əsasən, Mz əyici moment epürünə çəkilən toxunanın absislə əmələ gətirdiyi bucağın tangensi qiymətcə

kəsici qüvvəyə bərabərdir. Xüsusi halda 0dx

dMQ z

y == olanda,

əyici moment ekstremal qiymət alır. Bu halda epürdə işarə

34

«müsbətdən» «mənfiyə» keçəndə, kəsiklərdə əyici momentin qiymətləri artaraq maksimum qiymət alır (əgər epürün qurulması müsbət istiqamətdə aparılırsa), mənfi tərəfdə isə absis artdıqca əyici momentin qiyməti azalır.

35

III-Fəsil. DARTILMA, SIXILMA

3.1. Normal gərginliyin təyini. Huk qanunları

Brus (şəkil 3.1) oxu üzrə qiymətcə bərabər və istiqamətcə əks olan F qüvvəsi ilə yüklənmişdir. a sxemində brus dartılır, b sxemində sıxılır, bu halda deyilir ki, brus dartılmaya, sıxılmaya işləyir.

Şəkil 3.1.

Tutaq ki, en kəsik ölçüsü a, əvvəlki uzunluğu l olan brusa F

qüvvəsi tətbiq olunur (şəkil 3.2). Xarici qüvvə tətbiq olunana qədər brusun üzərinə oxuna perpendikulyar olan 1-2 və 3-4 xətlərini çəkək. Yüklənmə nəticəsində bu xətlər özlərinə paralel yerlərini dəyişərək brusun oxuna perpendikulyar qalacaqlar (1-2 və 3-4). Bu, Bernulliyə fikir söyləməyə imkan vermişdi ki, dartılmada (sıxılmada) deformasiyadan əvvəl olduğu kimi, deformasiyadan sonra da kəsik yastı qalır və brusun oxuna perpendikulyar olur.

Normal qüvvə kəsikdə təsir edən normal elastik qüvvələrin əvəzləyicisidir.

Bernulli fərziyyəsinə əsasən eninə və boyuna kəsiklərdə üst-üstə düşən qarşılıqlı perpendikulyar tərəfli elementlər deformasiyadan sonra da beləcə qalır. Bu onu göstərir ki, eninə və boyuna kəsiklərdə toxunan gərginlik yaranmır.

Dartılan (sıxılan) bruslar üçün liflərin təzyiq göstərməməsi fərziyyəsindən də istifadə edilir. Bu fərziyyəyə görə boyuna liflər (brusun oxuna paralel) bir-birinə təzyiq göstərmirlər. Ona görə də gərginliklər oxa paralel kəsiklərdə yox, perpendikulyar kəsiklərdə yaranırlar.

36

Şəkil 3.2.

Deyildiyi kimi, dartılmada (sıxılmada) liflər eyni məsafəyə uzanırlar (qısalırlar), ona görə də normal gərginlik en kəsikdə bərabər paylanır.

Deyilənləri ümumiləşdirərək yazırıq:

∫ ∫ ==⋅=A A

AdAdAN .σσσ

Dartılma (sıxılma) şəraitində en kəsikdə yaranan normal gərginlik normal qüvvənin en kəsiyi sahəsinə olan nisbətinə bərabərdir, yəni

A

N=σ . (3.1)

Brus F qüvvəsi ilə yükləndikdə (şəkil 3.2) onun boyuna və eninə ölçüləri dəyişir, əvvəlki l uzunluğu l1-ə qədər artır. Brus uzanma alır.

∆l = l1 – l.

Brusun deformasiyadan sonrakı və əvvəlki uzunluqları fərqi ∆l ilə işarə edilir və boyuna mütləq uzanma (qısalma) adlanır. Brusun eninə ölçüsünün artımı

∆a=a1-a.

37

Brusun deformasiyadan sonrakı və əvvəlki eninə ölçüləri arasındakı fərqə eninə mütləq uzanma (qısalma) deyilir.

Çox vaxt təcrübədə boyuna və eninə uzanmaların (qısalmanın) nisbi qiymətindən istifadə edirlər.

Mütləq deformasiyanın deformasiyadan əvvəlki uzunluğa olan nisbətinə nisbi deformasiya deyilir.

l

l∆=ε - boyuna nisbi uzanmadır (qısalmadır);

a

a∆=ε - eninə nisbi uzanmadır (qısalmadır).

Eninə nisbi deformasiyanın boyuna nisbi deformasiyaya olan nisbətinin mütləq qiymətinə Puasson əmsalı deyilir.

εε

µ 0= .

ε və ε 0 –in işarələri bir-birinə əksdir, ona görə də,

ε 0= −ε µ.

Hər bir material üçün Puasson əmsalı sabitdir, təcrübi tədqiqatlar göstərir ki, bütün materiallar üçün onun qiyməti 0 və 0,5 arasında dəyişir. Məsələn, polad üçün µ =0,27...0,3; kauçuk üçün µ =0,47.

(3.1) ifadəsindən belə əvəzləmə aparsaq A

N=σ və

l

l∆=ε alarıq:

l

lE

A

N ∆= , yaxud

C

Nl

EA

Nll ==∆ . (3.2)

(3.2) adi Huk qanunu adlanır, mütləq deformasiya ilə normal qüvvə arasındakı asılılığı xarakterizə edir.

Düsturda C = EA işarə edilib. (3.3) C – dartılmada brusun en kəsiyinin sərtliyidir. (3.2) ifadəsini başqa formada da yazmaq olar:

;: llEA

N∆⋅=

.E⋅= εσ (3.4)

38

(3.4) ifadəsi dartılmada (sıxılmada) ümumi Нuk qanunu adlanır, normal gərginliklə nisbi deformasiya arasındakı düz mütənasib asılılığı göstərir.

3.2. Dartılma diaqramı

Materialları şərti olaraq plastiki və kövrək materiallara bölmək olar. Plastiki o materiallar hesab edilir ki, onlar nisbətən böyük deformasiya olunma qabiliyyətinə malik olsunlar. Buna daxildirlər − azkarbonlu polad, mis, bürünc, qurğuşun və s.

Kövrək materiallar (çuqun, tavlanmış polad, daş, şüşə və s.) bir qayda olaraq dartılmaya, sıxılmaya eyni müqavimət göstərmirlər və ona görə də onların tətbiq sahəsini qabaqcadan müəyyən etmək olur. Onlar çox az deformasiya olunurlar və çox vaxt birdən dağılırlar (çuqun, polad, daş, şüşə və s.). Kövrək materiallar plastiki materiallara nisbətən zərbəli yüklərə qarşı davamsızdırlar.

Plastiklik dərəcəsini xarakterizə edən ikinci kəmiyyət dağılmada nümunənin en kəsiyi ölçülərinin dəyişməsini müəyyən edən ψ nisbi daralmasıdır. Aşağıda δ və ψ haqqında ayrıca deyiləcəkdir.

Materialların maşınqayırmada, inşaatda istifadə edilməsi o vaxt mümkündür ki, onların xassələri məlum olsun. Bu xassələr xüsusi sınaq maşınlarında uyğun materiallardan hazırlanan nümunələri mexaniki sınama yolu ilə təyin olunurlar.

Nümunələr dartılmaya, sıxılmaya, burulmaya, əyilməyə və bərkliyə sınanırlar. Daha geniş yayılmış mexaniki sınaq növü olan dartılma və sıxılma üzərində dayanaq.

Şəkil 3.3.

39

Dartılmaya sınaq zamanı şəkil 3.3-də silindrik nümunə göstərilib. Onun l0 hesabat uzunluğu və d0 diametri arasındakı nisbət l0=10d0 olmalıdır. Əsasən nümunələrin (uzun) diametri d0=10 mm, hesabat uzunluğu l0=10d0 olur. Nümunələr dartılmaya xüsusi sınaq maşınlarında (qırıcı maşınlarda) sınanılır. Belə maşınların quruluşu və iş prinsipi laboratoriya praktikumunda verilir. Nümunəyə (şəkil 3.3) oxuna paralel, qiymətcə bərabər, istiqamətcə əks olan və vaxta görə dəyişməsi bir cür olan iki qüvvə tətbiq edilir. Bu halda xüsusi diaqram aparatlarının köməkliyi ilə vizual, yaxud avtomatik olaraq nümunəyə tətbiq olunan qüvvə və onun təsirindən yaranan deformasiya qeyd olunur (yazılır). Bu alınan nəticələrə görə qurulmuş diaqram təcrübi diaqram olur. Nümunəni uzadan F qüvvəsi uyğun miqyasla ordinata, mütləq uzanma − ∆l isə absis oxu üzərində qeyd edilir.

Şəkil 3.4 və 3.5-də plastik materiallara xas olan azkarbonlu polad üçün dartılma diaqramı təsvir edilmişdir. Diaqramın bir neçə xarakterik nöqtələrində dayanaq:

1) F≤Fmüt qüvvə və mütləq uzanma (qısalma) arasında xətti asılılıq müşahidə olunur (A nöqtəsi).

Şəkil 3.4.

40

2) elmut FFF ≤< − xətti asılılıq müşahidə olunmur, qrafik

əyrixətli olur; deformasiya elastiki olur − deformasiya olunan nümunə sınaq maşınından çıxarılanda mütləq uzanma (qısalma) yox olur (B nöqtəsi).

3) axel FFF << − qrafik əyri xətliyini saxlayır, nümunə qalıq

deformasiya alır (C nöqtəsi). 4) F=Fax − qrafik üfüqi vəziyyət alır, axma halı baş verir −

dartıcı (sıxıcı) qüvvəni artırmaq tələb olunmadan əvvəlkinə nisbətən deformasiyanın qiyməti bir neçə dəfə çox artır. Üfüqi oxa paralel olan CD ( DC ′′ ) məntəqəsi axma sahəsi adını daşıyır. Bu halda nümunənin səthində onun həndəsi oxu ilə təxminən 45O bucaq təşkil edən xətlər əmələ gəlir, bunlar Lyuders-Çernov xətləri adlanırlar. Ən böyük toxunan gərginliklər müstəvisində xətlər kristallik sürüşmə nəticəsində mikroskopik hamarsızlıqları əks etdirirlər.

5) maxFFFax << (DE məntəqəsi) – materialda yenidən xarici

qüvvəyə müqavimət göstərmə qabiliyyəti yaranır. Əyrinin bu məntəqəsi möhkəmlənmə məntəqəsi adlanır və onun axırıncı E nöqtəsi nümunəyə tətbiq olunan qüvvənin maksimum qiymətinə (Fmax) uyğun gəlir.

6) F=Fmax – bu halda nümunədə kiçik bir uzunluqda yerli daralma gedir − boyuncuq əmələ gəlir. Pardaqlanmış səthin doğuranları əyilir, en kəsiyi sahəsi birdən kiçilir, nümunə dağılır (diaqramın F nöqtəsi). Diaqramın F nöqtəsinə uyğun gələn qüvvəyə dağıdıcı qüvvə deyilir və dağF ilə işarə edilir.

Nümunə F=Fel qüvvəsi ilə yükləndikdə və sonra yükü götürdükdə yükdən azad olunma prosesi praktiki olaraq yüklənmə prosesindəki kimi (diaqramda OB xətti) gedir və nümunədəki deformasiya yox olur. F> axF olan halda (məsələn, diaqramın K

nöqtəsi) nümunənin yükdən azad olunması əyri xətlə yox, düz xətt qanunu ilə gedəcəkdir (diaqramda KL xətti).

Nümunənin mütləq uzanması l∆ , elastiki ell∆ və qalıq (plastiki)

ql∆ uzanmaların cəmindən ibarət olur, yəni

l∆ = ell∆ + ql∆ (3.5)

41

Nümunənin təkrar yüklənməsində diaqramın LK xətti təkrar olunacaqdır. Beləliklə, düz mütənasiblik artır (KL<OA), materialda qalıq deformasiya azalır və daha kövrək olur. Sonra dartıcı qüvvəni böyütdükdə diaqramın əyrisi KEF-lə üst-üstə düşür. Beləliklə, axıcılıq sahəsindən sonra materialın bəzi mexaniki xassələri dəyişir. Belə hadisə özünə təsir (naklyop) adlanır. Bəzi hallarda ondan işin müsbət halı üçün istifadə edilir, bəzi hallarda isə zərərlidir.

Qiymətləndirmək və materialların müqayisəli mexaniki xarakteristikalarını almaq üçün gərginlik diaqramı qurulur. Onun koordinatları aşağıdakılardır:

l

l

A

F ∆== εσ ;

0

.

Şəkil 3.5. Burada F və ∆l-in qiymətləri dartılma, sıxılma diaqramlarından

götürülür (şəkil 3.5). Bu yolla qurulan gərginlik diaqramı şərti diaqram adlanır: σ -ın ifadəsində nümunənin en kəsiyi sahəsi deformasiyadan əvvəlkidir, nümunə yükləndikdə nümunənin en kəsiyi sahəsinin qiyməti dəyişir (dartılmada kiçilir, sıxılmada böyüyür), ε-nun təyinində də uyğunsuzluq (xəta) var. Belə də olsa, yenə gərginlik diaqramı qurulur. Şəkil 3.5-də plastik materiallara xas

42

olan gərginlik diaqramı göstərilir. Formaca o, dartılma diaqramını xatırladır, lakin onun miqyası başqadır.

Diaqramda: σmüt = Fmüt / A0 mütənasiblik həddi – gərginliyin elə qiymətidir ki,

gərginliklə deformasiya arasında düz mütənasib asılılıq saxlanılır; σel = Fel / A0 elastiklik həddi – gərginliyin elə qiymətidir ki, elastiki

deformasiya mövcuddur: nümunənin əvvəlki forması və ölçüləri bərpa olunur;

0axax AF /=σ axıcılıq həddi – elə gərginlikdir ki, axma baş verir;

σmöh = Fmöh / A0 möhkəmlik həddi (müvəqqəti müqavimət) – nümunəyə verilən ən böyük yükün nümunənin deformasiyadan əvvəlki en kəsik sahəsinə olan nisbətinə deyilir.

Gərginlik diaqramından görünür ki, OA hissəsində Etg == εσα / , yaxud dartılmada, sıxılmada boyuna elastiklik

modulu qiymətcə OA düz xəttinin absis oxu ilə əmələ gətirdiyi bucağın tangensinə bərabərdir.

Alınan mohmut σσ , , ψδσσ ,,,, Eaxel ən vacib mexaniki

xarakteristikalardır, bunlar hər bir material üçün məlumat kitabında verilir.

Nümunə dağılanda (şəkil 3.4) dağılmanın nisbi uzanması δ təyin edilir:

%.100l

l⋅

∆=δ (3.6)

Dağılmadan sonrakı nisbi daralma:

%,100A

A

0

⋅∆

=ψ (3.7)

δ və ψ − materialın xarakteristikalarıdırlar; ∆l − yükdən azad edilmədə qalıq mütləq uzanmadır; l − dağılmadan sonra nümunənin uzunluğudur, onu nümunənin

sınmış hissələrini birləşdirərək ölçürlər; А0 − nümunənin deformasiyadan qabaqkı en kəsik sahəsidir; ∆A − nümunənin deformasiyadan qabaqkı en kəsik sahəsilə

boyuncuğun en kəsik sahəsinin fərqidir.

43

3.3. Sıxılma diaqramı

Kövrək materiallar nəzərə çarpacaq dərəcədə sıxılmaya daha yaxşı müqavimət göstərirlər, nəinki dartılmaya. Çuqun üçün gərginlik diaqramı şəkil 3.6-da göstərilir.

Kövrək materialların diaqram-larında düz xətlə ifadə olunan məntəqə olmur, çox böyük olma-yan əyrilik olur. Bu göstərir ki, σ gərginliyi ilə ε nisbi deformasiyası arasında düz mütənasib asılılıq yoxdur. Buna baxmayaraq, əyrilik kiçik olmasını nəzərə alaraq, diaqramın əvvəlindəki əyri formalı yerini düz xətlə əvəz edirlər, çünki təcrübi məqsədlərdə buna icazə verilir. Buna görə də E boyuna elastiklik modulu sabit hesab edilir. Şəkil 3.6.

Diaqramdan (şəkil 3.6) görünür ki, əyridə axıcılıq həddi yoxdur, dartılmada möhkəmlik həddi d

mohσ , sıxılmada

möhkəmlik həddi smohσ var, özü də s

mohσ > dmohσ , ona görə də kövrək

materialları, əsasən, elə qurğularda istifadə edirlər ki, material sıxılmaya işləsin (daş, beton, kərpic, çuqun və s.).

Kövrək materiallar sıxılmaya silindr və kub formada nümunələr hazırlanaraq sınanırlar.

3.4. Dartılmada (sıxılmada) möhkəmliyə və sərtliyə hesabat

Mühəndis konstruksiyalarının elementləri, qurğular, onların möhkəmliyi və sərtliyi təmin olunmuş şəraitdə istismar oluna bilərlər.

Maşınqayırmada tətbiq olunan buraxılabilən gərginliyə görə hesabat layihə və yoxlama hesabatları ola bilər.

44

Layihə hesabatı növü

Bu hesabat növündən qurğuları, maşın konstruksiyalarını və onların komponentlərini layihələndirdikdə daha çox istifadə edilir. Belə halda hesabat sxeminin, sistemə təsir edən qüvvənin qiymət və təsir xarakterinin, konstruksiyanın materialının və bir neçə həndəsi ölçülərin məlum olduğu qəbul edilir.

Sistem o vaxt möhkəm hesab edilir ki, onun heç bir nöqtəsində qorxulu hal yaranmasın, yəni o dağılmasın (kövrək materiallarda çatlar əmələ gəlib brusun bir hissəsi o birindən aralanmasın, plastiki materiallarda isə qalıq deformasiya yaranmasın).

Qorxulu halın yaranmasına uyğun gələn gərginliyə həddi gərginlik deyilir. Onu ùÿäσ ilə işarə edirik.

Kövrək materiallarda axma sahəsi olmur, ona görə də, materialların dağılmaya başlaması halı qorxulu hal hesab edilir. Kövrək materiallar üçün möhkəmlik həddi (müvəqqəti müqavimət) həddi gərginlik hesab edilir, yəni ìþùùÿä σσ ≅ .

Plastiki materiallar üçün plastiki deformasiya baş verə bilər, lakin maşınqayırma mühəndislik konstruksiyalarının istismarında buna yol verilmir. Plastiki materiallar üçün həddi gərginlik dartılmada, sıxılmada axıcılıq həddi qəbul edilir, yəni axhad σσ = .

Layihə hesabatında çatışmayan həndəsi ölçüləri layihə hesabatının şərti adlanan tənlik əsasında təyin edirlər.

Buraxılabilən normal gərginlik belə təyin olunur:

[ ] [ ]nùÿäσ

σ = (3.8)

Burada [ ]n >1 – normativ möhkəmlik ehtiyatıdır, onun qiyməti

konstruksiya elementlərinin iş şəraitindən asılı olaraq təyin olunur. Ümumiyyətlə, maşınqayırmada onun qiyməti 1,5÷2,5 götürülür. [ ]n

möhkəmliyin normativ ehtiyat əmsalı da adlanır. Layihə hesabatının möhkəmlik şərti belə olacaqdır. plastik materiallar üçün

[ ] [ ] [ ] ;,max nA

N axσσσσ =≤= (3.9)

45

kövrək materiallar üçün

[ ] [ ] [ ] ;,max nA

N mohσσσσ =≤= (3.10)

(3.9) və (3.10) ifadələri əsasında konstruksiya elementlərinin həqiqi həndəsi ölçülərini təyin edilirlər

Yoxlama hesabatı

Layihə hesabatı həmişə lazımdır, lakin çox vaxt mümkün olmur. Qurğuların, maşınların konstruksiya edilməsində və yaxud tikintilərin layihələndirilməsində layihə hesabatı daha cavabdeh detallar, elementlər və qovşaqlar üçün aparılır. Onlarla bağlı başqa elementlərin ölçüləri konstruktorların və yaxud layihəçilərin intuisiya (duyğu) təsəvvürünə görə qoyulur ki, qovşaq, maşın texnoloji prosesi yerinə yetirsin. Belə detallar üçün yoxlama hesabatı aparılır.

Deyilənlərə əsasən, belə bir hesabatın mahiyyətini izah edək: verilən hesabat sxeminə, xarici qüvvələrin təsir xarakterinə və qiymətinə, materiala və bütün həndəsi ölçülərə görə konstruksiyanın qorxulu haldan nə dərəcədə uzaq olmasının müəyyən edilməsi tələb edilir, hesabatda əsas məqsəd n möhkəmlik ehtiyatının təyini və [ ]n

buraxılabilən möhkəmlik ehtiyatı əmsalı ilə müqayisəsidir. Yoxlama hesabatının şərti aşağıdakı kimi ifadə olunur:

nn had ≥=maxσ

σ (3.11)

Layihə hesabatında olduğu kimi, gərginliklərin həddi qiymətləri aşağıdakı kimi götürülür:

axùÿäσσ = - plastiki materiallar üçün;

möhùÿäσσ = - kövrək materiallar üçün;

maxσ - konstruksiya elementində mütləq qiymətcə ən böyük

gərginlikdir (əgər material dartılmaya, sıxılmaya eyni müqavimət göstərirsə).

Əgər materialın dartılmaya, sıxılmaya müqavimət göstərmə qabiliyyəti müxtəlifdirsə, onda dartılmaya ayrıca möhkəmlik ehtiyatını nD və sıxılmaya möhkəmlik ehtiyatını ns təyin etmək lazımdır.

46

Sistemin möhkəmlik ehtiyatı kimi onlardan böyük olanı qəbul edilir.

Beləliklə,

minmax

,σσ

σσ ñ

ùÿä

s

ä

ùÿä

änn == (3.12)

(3.12) ifadəsində σmax, σmin sistemdə uyğun olaraq qiymətcə ən böyük dartıcı və ən böyük (mütləq qiymətcə) sıxıcı gərginliklərdir.

Lazım olan hallarda möhkəmlik hesabatları sərtliyə yoxlamaqla tamamlanır. Məsələn, dartılmaya (sıxılmaya) uğrayan brusun deformasiyasına uyğun gələn sərtlik şərti δmax≥[δ] olacaqdır; burada δmax brusun, milin kəsiyinin (qovşağının) ən böyük mütləq yerdəyişməsidir, yaxud verilmiş kəsiyin (qovşağın) yerdəyişməsidir.

[δ] - istismar, yaxud başqa xarakterli tələblərə görə təsdiq olunan buraxılabilən yerdəyişmədir.

3.5. Dartılmada (sıxılmada) statiki həll olunmayan məsələlər

Brusların möhkəmliyini və sərtliyini artırmaq üçün çox vaxt sistemə əlavə millər daxil edilir, onda məchul qüvvələrin də sayı artır və onları təkcə müvazinət tənlikləri vasitəsilə təyin etmək mümkün olmur.

Bütün elementlərindəki qüvvələri statika tənlikləri ilə təyin olunan sistemlərə statiki həll olunan sistemlər deyilir.

Əgər elastiki sistemin istənilən kəsiyində daxili qüvvələrin əvəzləyicisini yalnız statika tənlikləri ilə təyin etmək mümkün deyilsə, əlavə tənliklər tələb olunarsa, belə sistemlərə statiki həll olunmayan sistemlər deyilir.

Məchul qüvvələrin sayı ilə sistem üçün yazılması mümkün olan tənliklərin sayının fərqinə isə statiki həll olunmazlıq dərəcəsi deyilir. Statiki həll olunmazlıq dərəcəsindən asılı olaraq bir dəfə, iki dəfə və s. statiki həll olunmayan sistemlər olur. Çatışmayan tənliklərin sayı

47

sistemin statiki həll olunmazlıq dərəcəsinə bərabər olur. Sistemin statiki həll olunmamağının açılması və həlli aşağıdakı ardıcıllıqla yerinə yetirilir.

1. Verilmiş məsələnin sxemi çəkilir. 2. Mümkün olan müvazinət tənlikləri yazılır. 3. Statiki həll olunmazlıq dərəcəsi K təyin edilir. Bunun üçün

məchul qüvvələrin sayından müvazinət tənliklərinin sayı çıxılır. 4. Sistemə deformasiya olunmuş halda baxılır, sistemin

elementlərindəki mütləq boyuna uzanmalar (qısalmalar) arasındakı analitik asılılıqlar tərtib edilir. Bu asılılıqlara deformasiyanın (yerdəyişmənin) birgəlik tənlikləri deyilir.

Belə tənliklərin sayı məsələnin statiki həll olunmazlıq dərəcəsinə K bərabər olmalıdır. Bu dördüncü bəndə görə şərh olunanlara sistemin həndəsi xüsusiyyətləri deyilir.

5. Deformasiyanın birgəlik tənlikləri Huk qanuna əsasən qüvvələrdən, uzunluqdan və en kəsiyin sərtliyindən asılı olaraq yazılır. Belə tənliklərə fiziki formada olan tənliklər deyilir.

6. 2 və 5 bəndlərindəki tənlikləri birgə həll edərək sistemin millərindəki qüvvələri, dayaq reaksiyalarını təyin edirlər, möhkəmlik, yaxud yoxlama hesabatını aparırlar.

48

IV-Fəsil. XALĐS SÜRÜŞMƏ

4.1. Ümumi anlayışlar. Nazikdivarlı silindrik boruların burulmasında xalis sürüşmə

deformasiyasının öyrənilməsi

Xalis sürüşmə deformasiyası elementin qarşılıqlı perpendi-kulyar üzlərində yalnız toxunan gərginlik yarandığı halda baş verən deformasiyaya deyilir.

Hər iki ucuna momenti m olan cüt qüvvələr tətbiq olunan nazikdivarlı silindrik borunun deformasiyasına baxaq (şəkil 4.1).

Borunun orta diametri Dor, divarının qalınlığı δ - dır. 10Dor ≥δ/ olarsa, boru nazikdivarlı hesab edilir.

Borunun en kəsiyində yalnız toxunan gərginliyin yarandığını göstəririk. Kəsmə üsulundan istifadə edərək borunun yuxarı hissəsini (şəkil 4.1) atırıq. Onun aşağı hissəsinə (şəkil 4.2) baxırıq.

Şəkil 4.1. Şəki. 4.2.

Boru bir-birinə bərabər və əks yönələn burucu cütlərlə yüklənmişdir, ona görə də müvazinətdə olur. Onun istənilən hissəsi, o cümlədən yuxarı hissəsi müvazinətdədir. Lakin bu o vaxt mümkündür ki, onun en kəsiyində yalnız toxunan qüvvələr yaransın (şəkil 4.2).

49

Belə halda normal qüvvələr yarana bilməz, çünki onları müvazinətləşdirəcək xarici qüvvələr yoxdur.

4.2. Toxunan gərginliyin qoşalığının xüsusiyyətləri

Şəkil 4.1-ə müraciət edək. ABCD elementini (şəkil 4.3) nazikdivarlı silindrik borunun oxuna normal olan iki 1-1 və 2-2 kəsikləri ilə və oxa paralel olan iki 3-3 və 4-4 kəsikləri ilə kəsməklə alırıq. Đşarələri belə qəbul edirik: oxa perpendikulyar olan sahəciyə həmin oxun adını veririk. Məsələn, ABCD sahəciyi z oxuna perpendikulyardır və onu z sahəciyi adlandırırıq və s. Toxunan gərginliyə iki indeks verilir: nk, burada n-sahəciyin adını, k-sahəyə paralel olan oxun adını göstərir; Bu ox toxunan gərginliyin vektoruna paralel

olur. Məsələn, xyτ gərginliyi x

sahəciyində təsir edir, o y oxuna paraleldir.

Beləliklə, y sahəciyi nazikdivarlı silindrik borunun en kəsikləri ilə üst-üstə düşür və onlarda şəkil 4.3-də göstərilən kimi xyτ toxunan

gərginliyi yaranır. X sahəciklə- rində olan gərginlikləri xyτ

Şəkil 4.3.

ilə işarə edirik. Boru müvazinətdədir, təbiidir ki, onun hər bir elementi də

müvazinətdə olacaqdır. Müvazinət tənliyindən istifadə edək:

∑ = 0M z . z oxundan dx məsafədə olan x üzündə xyτ dydz toxunan

qüvvəsi, y üzündə isə xyτ dxdz qüvvəsi təsir edir. Hər bir toxunan

qüvvəni öz qoluna vuraraq, alırıq:

50

xyτ dydzdx − yxτ dxdzdy=0.

Buradan

xyτ = yxτ . (4.1)

(4.1) ifadəsi toxunan gərginliyin qoşalığı qanunu adlanır: qarşılıqlı perpendikulyar sahəciklərdə sahəciklərin kəsişmə xəttinə doğru və ya əks tərəfə yönələn qiymətcə bərabər toxunan gərginliklər təsir edir.

4.3. Xalis sürüşmə halında borunun oxuna maili olan sahədə normal və toxunan gərginliklər

B nöqtəsindən ϕ bucağı altında 5-5 düz xəttini keçirək və ayrıca ABE elementini (bax: şəkil 4.1) göstərək. Əvvəllər göstərildiyi kimi, üfüqi və şaquli sahəciklərdə intensivliyi xyτ və yxτ toxunan

gərginlikləri olan toxunan qüvvələr yaranır. Đntensivliyi p olan tam qüvvə yaranan maili müstəvi v normalını çəkirik (şəkil 4.4). Qiymətləri vτ və vσ -lərdən asılı təyin etmək daha əlverişlidir. Maili

müstəvinin sahəsini dA, sahəcikləri isə x=dA·cosϕ və y=dA·sinϕ qəbul edərək, ABE elementinin müvazinət halına baxaq:

a) ∑ ⋅⋅⋅+⋅⋅⋅=⋅= .cossinsincos, ϕϕτϕϕτσ dAdAdA0v yхxyv

Toxunan gərginliyin qoşalığı qanununa əsasən ( yxxy ττ = ).

.sin ϕτσ 2xyv ⋅= (4.2)

b) ∑ ⋅⋅⋅−⋅⋅⋅=⋅= ϕϕτϕϕττ sinsincoscos, dAdAdA0t yxxyv ,

ϕττ 2xyv cos⋅= . (4.3)

ϕ1=450 və ϕ2=1350 qiymətlərini (4.3) ifadəsində yazaraq τv=0 alırıq, yəni borucuğun həndəsi oxu ilə 450 təşkil edən maili müstəvilərdə toxunan gərginliklər sıfıra bərabərdir.

51

Deməli, bu sahələrdə yaranan normal gərginliklər baş normal gərginliklər, sahələr isə baş sahələr olur.

(4.2) ifadəsindən istifadə edərək xalis sürüşmədə borucuğun həndəsi oxu ilə 450 bucaq təşkil edən sahəciklərdə baş normal gərginlikləri təyin edək:

;,;, xyv0

xyv0 13545 τσϕτσϕ −==+==

.,;, xyv0

xyv0 315225 τσϕτσϕ −==+==

Şəkil 4.4. Şəkil. 4.5.

Gərginliklərin sahələrdəki istiqaməti şəkil 4.5-də göstərilir; cəbri mənada baş normal gərginliklər σ1>σ2>σ3 bərabərsizliyi ilə əlaqələndiyindən, σ1= xyτ , σ2=0, σ3=- xyτ . Şəkildən görünür ki, xalis

sürüşmə elə deformasiyadır ki, onda baş gərginliklər qiymətcə bərabər, istiqamətcə (işarəcə) əks olur.

52

4.4. Deformasiyalar, G və E arasında əlaqə və xalis sürüşmədə Huk qanunu

Xalis sürüşmə şəraitində olan elementin deformasiyasına baxaq.

Xalis sürüşmədə gərginlik və deformasiyalar arasındakı analitik asılılıqları müəyyən edək.

Şəkil 4.6. Şəkil 4.7. Şəkil 4.7-dən görünür ki, sürüşmə bucağı

).( xyxyxy tga

sγγγ ≈

∆= (a)

AC diaqonalının mütləq uzanması isə (şəkil 4.6)

./ 2SllAB ∆=∆=∆ (b)

(b) ifadəsindən ∆S-in qiymətini (a) ifadəsində yazaraq alırıq:

a

l2xy

∆⋅=γ . (c)

Əvvəlki kubikə nisbətən 450 çevrilmiş elementi (şəkildə ştrixlənib) göstərək. Bu element üçün σ1= xyτ , σ2=0, σ3=- xyτ və

müstəvi gərgin hal şəraitində işləyir. AC diaqonalının mütləq

uzanması bərabərdir: .2aLl ACACAC ⋅=⋅=∆ εε

53

Ümumiləşmiş Huk qanununa (3.15) əsasən AC diaqonalının nisbi uzanması

xyxyxy321ACE

1

E

1

E

1τ

µτµτσσµσε

+=⋅+=+−= )())(( . (d)

ACε -nin qiymətini l∆ ifadəsində yerinə yazıb, sonra da (c)

ifadəsini nəzərə alaraq, yazırıq:

xyxyE

12τ

µγ

)( +⋅= ,

yaxud

xyxy G γτ ⋅= , (4.4)

hansı ki,

)( µ+=

12

EG . (4.5)

G sürüşmə modulu, yaxud ikinci növ elastiklik modulu adlanır. (4.4) ifadəsi sürüşmədə Huk qanununu ifadə edir və belə oxunur:

mütənasiblik həddi daxilində toxunan gərginliklərlə bucaq deformasiyaları arasında xətti asılılıq mövcuddur.

(4.5) ifadəsi boyuna elastiklik modulu E, sürüşmə modulu G və Puasson əmsalı µ arasında əlaqə yaradır. Poladlar üçün µ=0,25÷0,33; E=2·105MPa. Bu halda poladın sürüşmə modulu

MPa108E400375012

EG 4⋅≅÷=

+= ),,(

)( µ.

Çuqun üçün G = 4,5·104MPa.

Mütləq sürüşmə s∆ üçün Huk qanunu as ⋅=∆ γ ifadəsində,

nisbi sürüşmənin G/τγ = qiymətini, toxunan gərginliyi kəsici

qüvvədən G və en kəsiyi sahəsindən A )/( AQ=τ asılı olaraq təyin

edərək, alırıq:

AG

aQa

Gas

⋅

⋅=⋅=⋅=∆

τγ (4.6)

54

4.5 Sürüşmə diaqramı və möhkəmliyə hesabat

γ və τ koordinatları ilə ifadə olunan qrafik (şəkil 4.8) sürüşmə

diaqramı adlanır. Bu diaqram nazikdivarlı silindrik boru burulanda alınan təcrübi nəticələr əsasında qurulur. Plastik materiallar üçün

sürüşmə diaqramı dartılma diaqramı-na uyğundur. Sürüşmə diaqramında da dartılma diaqramındakı kimi xarakterik nöqtələri aşkar edib materialın bir neçə xarakteristikasını təyin etmək olar. Belə nöqtələr sürüşmədə mütənasiblik həddinə

ìöòτ , axıcılıq həddinə axτ və

möhkəmlik həddinə ìþùτ uyğun

gələn A,B,C nöqtələridir. Maşınqayırmada və inşaatda çox

rast gələn xalis sürüşmə deformasiyası, adətən, əvvəlcə plastik kəsmə deformasiyası ilə başlanır. Belə ki, sürüşmə və kəsilmə deformasiyası metal təbəqələrin kəsilməsində, mexaniki qayçıların işində, mühəndis konstruksiyalı birləşdirmələrində və s. müşahidə olunur.

Pərçimlər, boltlar, qaynaq tikişləri və işgillər, adətən, sürüşmə və kəsilməyə işləyir. Kəsilmə, sürüşmə və əzilmə şəraitində konkret birləşmələrdə istifadə olunan elementlərin möhkəmliyə hesablanması maşın hissələri fənnində öyrədilir. Ona görə də burada onların üzərində dayanmayacağıq. Qeyd etmək lazımdır ki, layihə hesabatının möhkəmlik şərti aşağıdakı ifadə ilə göstərilir:

[ ]ττ ≤max , 7)

burada: maxτ - konstruksiya elementində ən böyük gərginlik, [ ]τ -

buraxılabilən toxunan gərginlikdir (bu [ ]σ -nın müəyyən hissəsini

təşkil edir). Möhkəmlik nəzəriyyəsinə əsasən [ ] [ ]στ 60,≅ .

55

V-Fəsil. YASTI KƏSĐYĐN HƏNDƏSĐ XARAKTERĐSTĐ- KASININ MAHĐYYƏTĐ VƏ ONUN TƏDQĐQĐ

Dartılma və sıxılma, eləcə də sürüşmə deformasiyalarında

konstruksiya hissələrinin möhkəmliyi və sərtliyi (materialın növü eyni və ona təsir edən xarici qüvvə sabit olduqda) en kəsiyin formasından və onun oxlara nəzərən vəziyyətindən yox, ölçülərindən asılıdır. Ona görə də bu deformasiyalarda kəsiyin sahəsi həmin en kəsiyin həndəsi xarakteristikasıdır. Kəsiyin sahəsi eyni qiymətə malik olduqda hissələrin xarici qüvvəyə müqavimət göstərmə qabiliyyətləri və sərtlikləri də eynidir.

Lakin burulma, əyilmə, eləcə də mürəkkəb deformasiyalara uğrayan konstruksiya hissələrinin möhkəmliyi və sərtliyi kəsiyin formasından və oxlara nəzərən vəziyyətindən də asılıdır. Ona görə də belə deformasiyalarda kəsiyin həndəsi xarakteristikası ətalət momentləridir.

5.1. Kəsiyin sahəsinin statik momenti. Ağırlıq mərkəzinin təyini

Statik momenti kəsiyin oxlara nəzərən vəziyyətini xarakterizə edib (şəkil 5.1) aşağıdakı inteqralla təyin edilir:

=

=

∫

∫

Ay

Az

zdAS

ydAS

(5.1)

Sahənin statik momenti mm3, sm3 ilə ölçülür. Kəsiyin hansı rübdə yerləşməsindən asılı olaraq о, müsbət, mənfi və sıfır da ola bilər.

Əvəzləyicinin moment teoreminə əsasən

56

==

==

∫

∫

Acz

Acy

AYydAS

AZzdAS

(5.2)

burada А − kəsiyin sahəsi; zс, yс − kəsiyin ağırlıq mərkəzinin koordinatlarıdır.

Mürəkkəb fiqura malik yastı kəsiyin statik momenti onun üzərindən ayrılmış sadə həndəsi fiqurların statik momentləri cəminə bərabərdir.

=+++=

=+++=

∑

∑

=

=n

iiinnz

n

iiinnz

zAzAzAzAS

yAyAyAyAS

12211

12211

...

...

(5.3)

(5.3) ifadəsinə əsasən ağırlıq mərkəzinin koordinatlarını təyin etmək olar.

;

1

1

∑

∑

=

===n

ii

n

iii

yc

A

zA

A

Sz ;

1

1

∑

∑

=

===n

ii

n

iii

zc

A

yA

A

Sy (5.4)

5.2. Yastı kəsiyin ətalət momentlərinin təyini

Yastı fiqurun üç növ ətalət momenti var: 1. Ox (ekvatorial) ətalət momentləri (Jz, Jy). Yastı kəsiyin ox

ətalət momenti onu təşkil edən dA sahəciklərinin, həmin sahəciklərdən oxa qədər olan məsafələrin kvadratına hasilinin cəminə deyilir (şəkil 5.2).

Şəkil 5.1.

57

∫ ∫==A A

2y

2z dAzJdAyJ ; (5.5)

Ox ətalət momentləri müsbət olub əyilmədə həndəsi xarakteristikadır. 2. Qütbi ətalət momenti (Jp). Yastı kəsiyin qütbi ətalət momenti həmin kəsik üzərindəki dA sahəciklərinin, həmin sahə-ciklərdən onunla bir müstə-vidə yerləşən qütbədək olan məsafələrin kvadratı hasillərinin cəbri cəminə deyilir.

∫=A

2p dAJ ρ (5.6)

Qütbi ətalət momenti müsbət olub burulma deformasiyasında həndəsi xarakteristikadır.

3. Mərkəzdənqaçma ətalət momenti (Jzy). Yastı kəsiyin mərkəzdənqaçma ətalət momenti həmin kəsik üzərindəki dA sahəciklərinin həmin sahəciklərdən onunla bir müstəvidə yerləşən və bir-birinə perpendikulyar olan oxlaradək məsafələrdə hasillərinin cəbri cəminə bərabərdir.

.∫ ⋅=A

zy dAzyJ (5.7)

Mərkəzdənqaçma ətalət momenti kəsiyin oxlara nəzərən vəziyyətindən asılı olaraq müsbət, mənfi və sıfır ola bilər.

Şəkil 5.2.

58

5.3. Ətalət momentləri haqda teoremlər

Teorem 1. Kəsiyin qütbi ətalət momenti həmin qütbdən keçən və bir-birinə perpendikulyar olan oxlara nəzərən ətalət momentlərinin cəminə bərabərdir. Đxtiyari bir kəsik seçək (şəkil 5.3).

Qütbi ətalət momenti

∫=A

p dAJ 2ρ . (5.8)

Pifaqor teoreminə görə yaza bilərik: ρ2 = z2 + y2, onda:

∫ ∫ ∫ +=+=+=A A

zyA

2222p JJdAydAzdAyzJ )(

yzp JJJ += (5.9)

Bu ifadə teoremin isbat olunduğunu göstərir. Teorem 2. Mərkəzi oxa paralel olan oxa nəzərən ətalət momenti

kəsiyin mərkəzi oxuna nəzərən ətalət momenti ilə bu oxlar arasındakı məsafə kvadratının kəsiyin sahəsinə hasilinin cəminə bərabərdir.

Fərz edək ki, kəsiyin mərkəzi oxlara (zc, yc) nəzərən ətalət momentləri məlumdur (şəkil 5.4).

zoy sistemində istənilən nöqtənin koordinatları zA=zc+b, у1=уc+a olacaqdır, onda:

++=+==

++=+==

∫ ∫∫ ∫∫

∫ ∫∫ ∫∫

A A

2c

A A

2c

A

2c

211y

A A

2c

A A

2c

A

2211z

dAbdAzb2dAzdAbzdAyJ

dAadAya2dAydAyzdAyJ

)(

)(

(5.10)

∫ ==A

cyc dAzS 0 ;

∫ ==A

czc 0dAyS

Şəkil 5.3.

59

Şəkil 5.4.

olduğunu (5.10) ifadəsində nəzərə alsaq:

+=

+=

AbJJy

AaJJ

2yc1

2zc1z

(5.11)

olar. Teorem 3. Kəsiyin mərkəzi oxlara paralel olan oxlara nəzərən

mərkəzdənqaçma ətalət momenti mərkəzi oxlara nəzərən mərkəzdənqaçma ətalət momenti ilə kəsiyin sahəsinin oxlar arasındakı məsafələrə hasilinin cəminə bərabərdir.

Yeni oxlara nəzərən mərkəzdənqaçma ətalət momenti (şəkil 5.4)

abAJJcycz1y1z += . (5.12)

Mərkəzi oxlar baş oxlar olduqda (5.12) ifadəsi aşağıdakı kimi olur:

abAJ1y1z = . (5.13)

60

Teorem 4. Bir nöqtədən keçən oxlara nəzərən ətalət momentləri haqqında teorem.

Kəsiyin bır-birinə perpendi-kulyar olan iki oxunu həmin müstəvi üzərində müəyyən bucaq qədər döndərsək, çev-rilmiş oxlara nəzərən ətalət momentlərinin də qiymətləri dəyişər. Ətalət momentləri arasındakı bu asılılıqdan təcrübi məsələlərin həllində geniş istifadə edilir. Fərz edək ki, kəsiyin (z, y) oxlarına nəzərən ətalət momentləri

məlumdur (şəkil 5.5). (z, у) oxlarını saat əqrəbi hərəkətinin əksinə α0 bucağı qədər

çevirsək, oxların yeni vəziyyətinə nəzərən ətalət momentləri olacaq.

++=

−+=

ααα

ααα

2JJJJy

2JJJJ

zy2

yzy1

zy2

y2

z1z

sincoscos

sinsincos; (5.14)

αα 2JJ2

1JJ zyzy1y1z sin)(cos −−= (5.15)

5.4. Sadə həndəsi fiqurların ətalət momentləri

1. Dördbucaqlı (paralelepiped) (şəkil 5.6). Kəsiyin oturacağı ilə üst-üstə düşən z oxuna nəzərən dördbucaqlının ətalət momenti

∫ ⋅=A

2z dAyJ .

z oxundan y məsafədə elementar

dybdA ⋅= sahəciyini ayıraq və yerinə

yazaq: Şəkil 5.6.

Şəkil 5.5.

61

∫ ==h

0

32

z3

bhdyybJ . (5.16)

Uyğun olaraq dördbucaqlının h tərəfi ilə üst-üstə düşən y oxuna

nəzərən ətalət momenti

3

hbJ

3

y = . (5.17)

zc və yc mərkəzi oxlarına nəzərən ox ətalət momentlərini təyin

edirik:

12

bh

2

Hbh

3

bhyAJJ

32

32

zcz =−=⋅−= )( . (5.18)

Buna uyğun olaraq

12

hbJ

3

cy = . (5.19)

Kvadrat kəsik üçün ölçüləri a ilə işarə edərək, alırıq: h=b=a və

3

aJJ

4

yz == , 12

aJJ

4

cycz == . (5.20)

Kəsiyin ox müqavimət momentini təyin edirik:

6

bh

2h

12bh

y

JW

23z

z ===/

/

max

, (5.21)

buna uyğun olaraq

6

hbW

2

y = . (5.22)

2. Dairə (halqa) (şəkil 5.7). Dairəvi kəsiklər üçün qütbi ətalət

momentini təyin etmək olar:

∫ ⋅=A

2p dAJ ρ .

Elementar sahəciyin dA = ρ · dα · dρ qiymətini inteqral

altında yazaraq, alırıq:

62

∫ ∫ =⋅=π π

ρρα2

0

42D

0

2p

32

DddJ

/

.

Şəkil 5.7.

., 4p D10J ⋅≅ (5.23)

Kəsiyin qütb müqavimət momentini təyin edirik:

;,/

,

max

34

pp D20

2D

D10JW ===

ρ

., 3p D20W = (5.24)

63

VI-Fəsil. BURULMA

6.1. Ümumi anlayışlar. En kəsiyi dairə olan brusların burulması

Brusların burulmasına dair məsələlər həll edildikdə toxunan gərginliyi və bucaq yerdəyişmələrini brusun en kəsiyinin formasın-dan və görünüşündən asılı olaraq təyin etmək lazım gəlir.

Dairəvi kəsikli bruslarda gərginlik haqqında məsələləri həll etməyə diqqət yetirək. Belə bruslar üçün analitik asılılıqlar təcrübələrlə və elastiqiyyət nəzəriyyəsinin üsulları ilə təsdiq olunan bir sıra hipotezlərə əsasən alınmışdır. Onlardan aşağıdakılar əsas hesab olunur:

Bernulli hipotezi − deformasiyadan əvvəl brusun həndəsi oxuna normal və yastı olan kəsik, deformasiyadan sonra da yastı qalır və brusun oxuna normal olur; brusun hər bir en kəsik sahəsi xarici momentlər tətbiq edildikdə öz müstəvisində bütöv sərt qalaraq müəyyən bir bucaq qədər dönür, buna görə də en kəsiklər arasında məsafələr dəyişmir, brusun oxu düzxətli qalır.

Formanı saxlamaq hipotezinə əsasən deformasiyaya qədər düzxətli olan radiuslar deformasiyadan sonra da öz düzxətliliklərini saxlayırlar. Kənar uclarından xarici m momentləri ilə yüklənən brus (şəkil 6.1, a) götürək.

Kəsmə üsulundan istifadə edərək onun yuxarı hissəsinə (şəkil 5.1, b) baxaq. Brusun en kəsiyində yalnız toxunan gərginlik yaranır, məsələn mərkəzdən ρ məsafədə dA sahəciyində τp toxunan gərginliyi, onda τp · dA − elementar elastiklik qüvvəsinin qiyməti, ρτ ·dA·ρ isə

bu qüvvənin 0 nöqtəsinə nisbətən momenti olacaq. Kəsiyə görə elementar toxunan elastiklik qüvvələrinin momentlərini toplayaraq burucu momentin qiymətini təyin edirik:

dATА

⋅⋅= ∫ ρτρ . (6.1)

Yaxud burucu moment, kəsikdə toxunan elastik qüvvələri cütünün əvəzləyicidir.

64

Uzunluğu dx olan elementar brusa və onun deformasiyasına baxaq (şəkil 6.1, c). Bunun üçün oxdan keçən iki müstəvi ilə və radiusları ρ və ρ +dρ olan iki səthlərlə AB elementini ayıraq.

Şəkil 6.1.

Fikrən AB elementinin aşağı hissəsini bağlayaq və brusu

yükləyək. Yuxarı kəsik (şəkil 6.1, ç) aşağıya nisbətən müəyyən γ bucağı qədər yerini dəyişəcəkdir. Brus elementinin üst və alt en kəsikləri ilə üst-üstə düşən AB elementinin tillərində toxunan gərginliklər yaranır. Toxunan gərginliyin qoşalığı qanununu nəzərə alsaq, AB elementinin boyuna səthlərində də şəkil 6.1,d–də

65

göstərildiyi kimi qiymətcə bərabər, istiqamətcə əks olan toxunan gərginlik yaranır. Buradan görünür ki, en kəsiyi dairəvi olan brus burulanda onun hər bir elementi xalis sürüşməyə uğrayır və (CA, CA1)=γ bucağı nisbi sürüşmə bucağı kimi qalır. Şəkil 6.1,ç-dən görünür ki, (AAI-i iki cür təyin edirik):

AAI = ρ · dϕ, AAI

= γ · dx. Buradan

dx

dϕργ = . (a)

Đşarə edirik dx

dϕθ = . Bu, uzunluğu vahidə bərabər olan brusun

burulma bucağıdır, yaxud nisbi burulma bucağıdır. Sürüşmədə γτ ⋅=G Huk qanunundan istifadə edərək, alırıq:

ρθτ ⋅⋅=G . (6.2)

(6.1) ifadəsinə τ-nun qiymətini qoyuruq və G, θ sabitlərini inteqral xaricinə çıxarırıq:

∫⋅=А

2dAGT ρθ . (b)

Đnteqralı pJ ilə işarə edək, yəni:

.∫ ⋅=А

2p dAJ ρ (6.3)

Hansı ki, qütb ətalət momenti adlanır (burulmada kəsik sərtliyinin həndəsi xarakteristikası) və (b) ifadəsi aşağıdakı kimi olur:

θ⋅⋅= pJGT .

Buradan,

pGJ

T=θ . (6.4)

(6.4) ifadəsində C=G pJ - en kəsiyi dairə olan brusun burulmada

kəsik sərtliyidir.

66

Nisbi burulma bucağı dx

dϕθ = olduğuna görə, burulma bucağı ϕ

üçün (5.4)-ü nəzərə almaqla alarıq:

∫⋅

==l

0 C

lTdxθϕ . (6.5)

(6.5) düsturu uzunluğu l olan brusun kəsiklərinin qarşılıqlı burulma bucaqlarını təyin etməyə imkan verir.

(6.4) ifadəsindən θ -nın qiymətini (6.2) ifadəsinə yazmaqla en kəsiyi dairə olan brusun burulmasından yaranan toxunan gərginliyi təyin etməyə imkan verən düstur alırıq:

ρτpJ

T= . (6.6)

(6.6) ifadəsi τ gərginliyi ilə gərginliyi təyin olunacaq nöqtəyə qədər olan ρ məsafəsi arasındakı asılılığı müəyyən edir. Bu asılılıq xəttidir (şəkil 6.2).

(6.6) ifadəsindən görünür ki, toxunan gərginlik o vaxt maksimum olacaqdır ki, ρ=ρmax olsun, yəni

pp W

T

J

T== maxmax ρτ , (6.7)

burada: Wp – brusun en kəsiyinin müqavimət momentidir, 0-a bərabərdir:

Wp=maxρ

pJ. (6.8)

Dairə üçün (şəkil 6.3) Jp və Wp ifadələrini təyin edək. (6.3) ifadəsinə əsasən

∫ ⋅⋅==A

2p dddAdAJ ρϕρρ ;

∫ ∫ ≈=⋅=π π

ρρϕ2

0

2d

0

44

3p d10

32

dddJ

/

, . (6.9)

67

Şəkil 6.2. Şəkil 6.3. (6.8) ifadəsinə əsasən

Wp=3

3p d20

16

d

2d

J,

/≅=

π. (6.10)

Praktikada Jp və Wp -in əsasən təqribi qiymətlərindən istifadə edilir, yəni:

Jp ≅ 0,1d4, Wp = 0,2d3. (6.11)

Ölçü vahidləri Jp [m4] , Wp [m3].

6.2 Burulmada brusların möhkəmliyə və sərtliyə hesablanması

Adətən, təcrübədə iki hesabat növündən istifadə edilir: yoxlama və layihə hesabatlarından.

Layihə hesabatında hesabat sxemi, yükün xarakteri, brusun materialı, bir neçə həndəsi ölçülər (məsələn, brusun uzunluğu, kəsiyin forması və b.) verilir və tələb edilir ki, brusun kəsiyinin sahəsi təyin olunsun. Bu halda burulmada aşağıdakı layihə hesabatı şərtindən istifadə edilir:

[ ]ττ ≤=pW

Tmax (6.12)

68

Buradan [ ]τT

Wp ≥

Buraxılabilən toxunan gərginliyi aşağıdakı kimi təyin etmək olar:

[ ]naxτ

τ = ,

burada axax 60 στ ,≅ − burulmada axıcılıq həddi, axσ −

dartılmada, sıxılmada brusun hazırlandığı materialın axıcılıq həddidir.

Adi möhkəmlik hesabatı sərtliyə hesabatla aşağıdakı düstur əsasında tamamlanır:

[ ]θθ ≤=C

T. (6.13)

Burada C – burulmada brusun kəsiyinin sərtliyidir. Bir sıra hallarda konstruksiya elementinin sərtliyi birinci dərəcəli

hesab edilir. Onda, əvvəlcə milləri sərtliyə hesablayırlar, sonra isə möhkəmliyə hesabatla tamamlayırlar.

Mühəndislik qurğularının layihələndirilməsində, maşınların, mexanizmlərin və b. konstruksiya edilməsində layihə hesabatı bütövlükdə konstruksiyanın işləmə qabiliyyətini müəyyən edən ən cavabdeh məmulatlar üçün aparılır. Qalan elementlər, detallar, qovşaqlar və b. üçün ölçülər konstruktor tərəfindən intuisiya əsasında konstruksiya işinin xüsusiyyətləri, uzunömürlülüyü nəzərə alınmaqla onun təcrübəsi və ixtisasından asılı olaraq təyin olunur.

6.3. Burucu moment, dövrlər sayı və ötürülən güc arasında əlaqə

Əgər mil burulmaya işləyirsə, o, val adlanır, vallar elektrik mühərrikindən, daxili yanma mühərrikindən və s. güc ötürür.

Val geniş tətbiq olunur və o istənilən maşının, dəzgahın, tərtibatların ayrılmaz hissəsidir.

69

Burucu moment T, valın dövrlər sayı n və valın ötürəcəyi güc N arasındakı əlaqəni təyin edək.

Nəzəri mexanika kursundan məlumdur ki, fırlanan valın W gücü fırladıcı burucu momentin bucaq sürətinə hasilinə bərabərdir.

W=30

nTT

⋅⋅=

πω , (a)

30

n⋅=π

ω .

Digər tərəfdən fırladıcı momentin gücü ötürülən gücə bərabərdir, yəni

W ≅ 974 N. (b)

(a) və (b) ifadələrinin sol tərəfləri bərabər olduğundan, sağ tərəflərini bərabərləşdirib alırıq:

n

N9740T = .

Məsələ 6.1. Valın en kəsiklərində burucu momentləri təyin etməli və onların epürlərini qurmalı (şəkil 6.4). Valın diametrini seçməli. Verilir: M1=3 kN·m; M2= 7 kN·m; M3=6 kN·m; M4=2 kN·m.

1. Kəsmə üsulundan istifadə etməklə xarakterik məntəqələr üçün burucu moment ifadələri yazıb onların qiymətini təyin edək.

I−məntəqə: ∑Mx=0; −T1+M1=0;

T1=M1=3 kN·m; T1=3 kN·m

II−məntəqə: ∑Mx=0; −T2+M1+M2=0;

T2=M1+M2=3−7=−4 kN·m;

T2=−4 kN·m.

III−məntəqə: ∑Mx=0; −T3+M1+M2−M3=0;

T3=M1+M2−M3=3−7−6=−10 kN·m;

T3=−10 kN·m.

IV−məntəqə: ∑Mx=0; −T4+M1+M2−M3+M4=0;

T4=M1+M2−M3+M4=3−7−6+2=−8 kN·m;

T4=−8 kN·m. 2. Burucu moment miqyası seçərək T epürünü əvvəlki məlum

qaydada qururuq (şəkil 6.4, b):

70

.max

⋅==

sm

mkN5

2

10

mn

TTµ

3. Burucu moment epüründəki maksimum qiymətdən istifadə edərək valın diametrini təyin edirik:

[ ] .,,

max sm88020

1010

20

Td 3

3

3 ≈⋅⋅

=≥τ

Şəkil 6.4.

71

VII-Fəsil. ƏYILMƏ

7.1. Milin en kəsiyində daxili qüvvə amilləri

Şəkil 7.1,a-da xarici qüvvələr sistemi, momentlər və yayılmış yüklərlə yüklənən düzxətli oxu olan mil (tir) göstərilmişdir. Burada onlar bir müstəvidə tətbiq olunmuş, qüvvələr isə boyuna oxa perpendikulyardır. Xarici qüv-vələrin yerləşdiyi müstəviyə qüvvələr müstəvisi, bu müstəvinin milin en kəsiyi ilə kəsişdiyi xəttə isə qüvvəli xətt (q.x.), bəzən də qüvvəli ox (q.o.) deyilir (şəkil 7.1, b).

A kəsiyi üzrə ümumi gərginliyin təşkiledicilərini toplayaraq, tapırıq:

∫=A

y dAQ ,τ

∫ ⋅=A

z ydAM σ ,

yəni ümumi halda kəsikdə eyni zamanda kəsici qüvvə və əyici moment yaranır.

Əgər milin en kəsiyində eyni vaxtda kəsici qüvvə və əyici moment yaranarsa, milin əyilməsinə eninə əyilmə deyilir.

Xüsusi hallar da ola bilər ki, milin en kəsiklərində elastiklik qüvvələri yalnız əyici moment yaratmış olsun. Milin en kəsiyində yalnız əyici moment yaranarsa, onda milin əyilməsinə xalis

Şəkil 7.1.

72

əyilmə deyilir. Əyilməyə işləyən millərə tir deyilir. Əyilmə düz və çəp ola bilər.

Bu, qüvvələr müstəvisinin en kəsiyə nisbətən vəziyyətindən asılıdır. Əgər qüvvəli ox kəsiyin baş ətalət oxu ilə üst-üstə düşürsə (şəkil 7.1,a) əyilmə yastı əyilmə, düşmürsə çəp əyilmə adlanır. Çəp əyilmə haqqında ayrıca danışacağıq.

Brusun en kəsiyində əsasən əyilmə nəzəriyyəsində istifadə olunan vacib anlayışı əldə edək, məhz neytral xətt haqqında anlayışı. Bəzən neytral xəttə (n.x.) neytral ox (n.o.) da deyilir. Neytral qatın və en kəsiyin kəsişməsi xəttinə neytral xətt deyilir. n-n və m-m (şəkil 7.1) düz xətləri deformasiyadan əvvəl olduğu kimi, deformasiyadan sonra da brusun oxuna perpendikulyar olaraq qalır. Nəzərə alsaq ki, bunu brusun bütün səthləri üçün demək olar, onda Bernulli fərziyyəsinin (yastı kəsiklər fərziyyəsinin) xalis əyilməyə uğrayan millərə tətbiqinin doğruluğu sübut olunur. Milin kəsiyi yüklənməzdən əvvəl yastıdır və onun oxuna perpendikulyardır, yüklənmədən sonra da yastı qalır və milin oxuna normal olur.

Đkiüzlü düzbucaqlı (ştrixlənmiş) elementi göstərək (şəkil 7.2,c). Tədqiqatlar göstərir ki, düzbucaqlar deformasiyadan əvvəl olduğu kimi deformasiyadan sonra da düz qalır. Buradan belə nəticəyə gəlirik ki, boyuna və eninə kəsiklərdə toxunan gərginlik yaranmır. Doğrudan da, bucaqların deformasiyadan əvvəl və sonra qiymətcə dəyişməməyi göstərir ki, sürüşmə bucağı sıfıra bərabərdir və τ=Gγ=0. Beləliklə, milin boyuna və eninə kəsiklərində toxunan gərginlik sıfıra bərabərdir.

AB və KL xətləri arasındakı məsafələri deformasiyadan əvvəl və sonra ölçərək görürük ki, doğrudan da deformasiyadan sonra bu ölçü dəyişmir. Bu göstərir ki, liflər bir-birinə təzyiq göstərmir. Beləliklə, xalis əyilmədə liflər bir-birinə təzyiq göstərmir. Bu şəraitdə hər bir lif üçün Huk qanununu bir oxlu dartılma, sıxılmadakı kimi qəbul edirik. Buna görə də, belə mülahizələrə görə alınan nəticələr praktiki olaraq o vaxt istifadə olunur ki, tirdə yaranan gərginliyin maksimum qiyməti onun materialının mütənasiblik həddindən böyük olmasın.

73

7.2. Yastı əyilmədə normal gərginliklər

Uzunluğu ds olan elementin (şəkil 7.2, a) deformasiyasına baxaq. Şəkil 7.2, b və d-yə nəzər salsaq görərik ki, AB lifi deformasiyadan sonra ∆dS qədər uzanır. Bu lifin nisbi uzanmasını təyin edirik:

ds

ds

AB

ABBAAB

∆=

−′=ε . (a)

74

AB lifinin uzanmasını təyin edək: O bərabərdir: Θ⋅=∆ dyds AB

= CD=ds olduğundan, Θ⋅= dds ρ (ρ - tirin əyilmiş oxunun

əyriliyidir). Θd bucağı nn və mm kəsiklərinin qarşılıqlı dönməsidir. ds∆ -

in qiymətlərini (a) ifadəsində yazsaq, alarıq:

ρε

yAB = (7.1)

Boyuna nisbi deformasiyanın neytral oxdan lifə qədər olan məsafəyə mütənasib olması kəsiyin yastı kəsiklər fərziyyəsinin doğruluğunu sübut edir. (7.1) ifadəsini dartılma-sıxılmadakı (3.7) Huk qanunda yerinə yazıb alırıq:

ρσ

yE= . (7.2)

(7.2) bərabərliyinin iki məchul kəmiyyəti var: birinci – neytral oxun əyrilik radiusu ρ, ikinci – neytral oxun vəziyyəti, çünki σ-nın qiyməti neytral oxdan lifə qədər olan y məsafəsindən asılıdır. Məchulları təyin etmək üçün statika şərtlərindən istifadə edək və tirin (şəkil 7.2, c) düz xalis əyilməyə uğrayan kəsiyinin müvazinət halına baxaq.

Tir müvazinətdə olduğu üçün onun istənilən hissəsi də müvazinətdədir. Ona görə də statikanın aşağıdakı tənliklərindən istifadə etmək olar:

∑ ∑∑

∑ ∑ ∑===

===

.),),)

,),),)

0M60M40Y2

0M50Z30X1

zx

y

Koordinatları z, y olan dA sahəciyindəki normal gərginliyi σ ilə işarə edirik. Tirin baxılan hissəsinin müvazinət şərtindən:

., ∫∑ ==A

0dA0X σ

(7.2) ifadəsindən normal gərginliyin qiymətini inteqral altına yazıb, sabit kəmiyyətləri inteqral altından çıxarıb alırıq:

∫ =⋅A

0dAyE

ρ. (a)

75

(a) ifadəsində 0E ≠ρ/ ; çünki tirin əyriliyi ρ sıfırdan fərqlidir.

Ona görə də ∫ =⋅A

0dAy . ∫ =⋅A

0dAy , yəni neytral oxla üst-üstə

düşən z oxuna nisbətən kiçik sahənin statik momenti sıfıra bərabərdir. Sahənin statik momentinin əsas xassəsini xarakterizə edən düsturuna əsasən qeyd etmək olar ki, neytral ox tirin kəsiklərinin ağırlıq mərkəzindən keçir, yəni mərkəzi ox olur.

2. ∑ ∑∑ === 0M0Z0Y x,, tənliklərindən istifadə etmək

olmur; çünki en kəsikdə toxunan gərginlik yoxdur və kəsici qüvvələr

∫ ∫⋅=A A

zy dAQdAQ ττ , və burucu moment ∫=A

dAT ρτ sıfıra

bərabərdir. Bu tənliklər eyniliyə çevrilir. 3. ∫∑ ==

Ay 0Adz0M σ, . (b)

∫ =≠==A

zyzy 0J0E

0JE

zydAE

,,ρρρ

.

Tirin kəsiyinin mərkəzdənqaçma ətalət momentinin z oxuna (z oxu neytral xətlə üst-üstə düşür) nəzərən sıfıra bərabər olması zyJ -in

xassəsinə əsasən tədqiq etməyə imkan verir: qüvvəli və neytral xətlər düz xalis əyilmədə tirin en kəsiyinin baş mərkəzi ətalət oxlarıdır.

4. ,∑ = 0M y yaxud ∫ =−A

z 0dAyM σ .

Buradan

∫=A

z dAyM σ .

Neytral xətdən y məsafədə olan dA sahəciyinə təsir edən normal gərginliyin qiymətini bu ifadədə yazarıq:

∫ ==A

z2

z JE

dAyE

Mρρ

. (c)

(c) ifadəsində ∫ ⋅=A

2z dAyJ , yəni bu inteqral kəsiyin neytral

xəttə nisbətən ox ətalət momentini xarakterizə edir. (c) ifadəsini başqa şəkildə yazaraq alırıq:

76

z

z

EJ

M1=

ρ. (7.3)

Bu, əyilmə nəzəriyyəsinin əsas tənliyi adlanır. (7.3) ifadəsində EJz əyilmədə tirin kəsiyinin z oxuna nisbətən sərtliyi adlanır.

Bu bərabərlikdən ( ρ/E )-nun qiymətini tapıb, (7.2) ifadəsində

yerinə yazıb alırıq:

yJ

M

z

z ⋅=σ . (7.4)

(7.4) ifadəsi ilə yastı əyilmədə z neytral oxundan y məsafədəki lifdə yaranan σ normal gərginliyinin Mz əyici momentindən və Jz ox ətalət momentindən asılılığı ifadə edilir. (7.4) tənliyi gərginliyin qüvvə oxu istiqamətində (baxılan halda şəkil 7.2,c – y oxudur) dəyişməsi qanununu göstərir.

(7.4) bərabərliyi göstərir ki, gərginlik kəsiyin bütün nöqtələrində bir y səviyyəsində eynidir və z koordinatlarından asılı deyildir.

Əgər qüvvəli ox z oxu olarsa, onda normal gərginlik aşağıdakı düsturla təyin edilir:

zJ

M

y

y ⋅=σ (7.5)

.

7.3. Yastı eninə əyilmədə gərginliklər

Əvvəllər qeyd olunmuşdur ki, eninə əyilmədə tirin kəsiklərində əyici moment ilə kəsici qüvvə yaranır.

Düz eninə əyilmədə toxunan gərginlik düsturunu çıxaraq. Element üçün statika tənliyi aşağıdakı şəkildə yazılır:

∫∑ −+=ayrA

yxbdxdA0x τσ,

0dAayrA

=∆+∫ )( σσ ;

77

∫ ∫⋅+

−ayrA ayrA z

zz

z

z

J

ydMMdA

J

yM·

bdxdA yxτ+⋅ =0.

Sadələşmədən sonra

∫ ⋅⋅

⋅=ayrAz

zxy dAy

Jb

1

dx

dMτ . (a)

Məlumdur ki,

ayrz

ayrAy

z SydAQdx

dM== ∫, , (b)

yəni, absisə görə əyici momentdən alınan birinci tərtibli törəmə kəsici qüvvəyə bərabərdir, inteqral isə CD xəttindən yuxarıda ayrılmış kəsiyin z oxuna nəzərən statiki momentidir. (b) ifadəsini (a)-da nəzərə alsaq, D.J.Juravski düsturunu alarıq:

bJ

SQ

z

ayrzy

xy =τ . (7.6)

burada: Jz – neytral oxa (bizim halda z oxuna) nəzərən kəsiyin ox ətalət momenti; b – en kəsiyin toxunan gərginlik hesablanan nöqtədəki enidir.

(7.6) düsturundan istənilən en kəsikli tirlərdə toxunan gərginliyin təqribi təyin olunması üçün istifadə edilir.

Şəkil 7.3.

78

7.4. Yastı əyilmədə möhkəmliyə hesabat

Yuxarıda göstərildiyi kimi, düz eninə əyilmədə eyni anda həm normal, həm də toxunan gərginlik yaranır.

Əyilmədə möhkəmlik şərtləri aşağıdakı kimidir:

[ ]σσ ≤= ∂

W

M y max.max . (7.7)

[ ]ττ ≤=Jb

SQmaxmax (7.8)

(7.7) ifadəsi əsasında üç növ hesabat aparmaq olar: 1. Yoxlama hesabatı: [ ]σσ ≤max ;

2. Layihə hesabatı: [ ]σmax.yM

W∂≥ ;

3. Buraxılabilən yükə görə hesabat: [ ] [ ]σWM y =∂ . .

(7.8) ifadəsi əsasında da yuxarıdakına uyğun üç növ hesabat aparmaq olar.

7.5. Tirlərin əyilmədə deformasiyaları və yerdəyişmələr. Sərtliyə hesabat

Tirlər yükləndikdə deformasiyaya uğrayır, hər iki kəsik xətti və

bucaq yerdəyişməsi alır. Bununla əlaqədar sərtliyə hesabat aparmaq üçün, yerdəyişmələrin təyin edilməsini öyrənmək çox vacibdir. Mühəndis konstruksiyalarında və onların elementlərində yerdəyişmələrin maksimum qiymətlərini təyin etmək, onların buraxılabilən qiymətləri ilə müqayisə etmək xüsusi məqsəd kəsb edir.

Əyilmə nəzəriyyəsində ifadə olunan kimi yastı əyilmədə yastı kəsiklər xətti yerdəyişmələr alır, həm də ilkin vəziyyətə nisbətən dönür (bucaq yerdəyişməsi). Tutaq ki, yerdəyişmələr kəsiyin ağırlıq mərkəzinə aiddir. Brusun (tirin) oxu en kəsiklərinin ağırlıq mərkəzlərinin həndəsi yeri olub, deformasiyadan sonra əyilmiş ox və

79

ya tirin elastik oxu adlandırılır. Tirlərin kəsiyinin xətti və bucaq yerdəyişmələrini geniş yayılmış

analitik üsulla təyin edirlər. a) Məntəqələrin sayı ikidən az olanda elastiki oxun diferensial

tənliyini inteqrallamaqla:

zz MyEJ ±=′′ . (7.9)

Bu tənliyə böyük sərtlikli tirlərin elastiki xəttinin təqribi diferensial tənliyi deyilir.

(7.9) diferensial tənliyini bir dəfə inteqrallayaq bucaq yerdəyişməsini təyin edirik:

CdxMyEJ zz +=′ ∫ (7.10)

y funksiyasından birinci tərtibli y′ törəməsi funksiyanın qrafikinə

çəkilən toxunan maili xəttin absislə əmələ gətirdiyi bucağın tangensinə bərabərdir. (7.10) diferensial tənliyi tirin dönmə bucaqlarının tənliyidir.

(7.10) tənliyini bir dəfə inteqrallayaraq alırıq:

DCxdxMdxyEJ zz ++= ∫∫ . (7.11)

(7.11) ifadəsindəki y tirin kəsiyinin şaquli istiqamətindəki yerdəyişməsidir. Bu yerdəyişməyə əyinti deyilir.

C və D - inteqral sabitləri məsələnin sərhəd şərtlərindən təyin olunurlar.

b) Tirdə məntəqələrin sayı ikidən artıq olanda başlanğıc parametrlər üsulundan istifadə olunur. Bu üsulun mahiyyətini aşağıdakı universal tənliklər təşkil edir:

+−

+= ∑!

)(

1

axmEJEJ 0zz ϕϕ

( ),

!

)(

!

)(

!∑ ∑∑

−−

−+

−+

3

dxq

3

cxq

2

bxF 332

(7.12)

80

( ).

!

)(

!

)(

!

!

)(

∑ ∑∑

∑

−−

−+

−+

+−

++=

4

dxq

4

cxq

3

bxF

2

axmxEJyEJyEJ

443

2

0z0zz ϕ (7.13)

burada a, b, с, d-lər koordinat başlanğıcından m, F, q, q' qüvvələrinə qədər uyğun məsafələrdir (şəkil 7.4).

Şəkil 7.4.

81

Giriş

Bölmənin məqsədi mexanizm və onun sistemlərinin strukturunun, kinematikası və dinamikasının araşdırılmasının ümumi üsullarının öyrətməsidir.

Mexanizmin tədqiqi onun strukturunun (tərkibinin) araşdırılmasından (analizindən) başlanır.

Hər bir mexanizm müəyyən detallardan ibarət olur. Detal və yaxud detalların sərt birləşmiş sistemi mexanizmin bəndini təşkil edir.

Bölmədə göstərilmişdir ki, maşın aqreqatı və maşın kimi tanıdığımız hərəkətli və dəyişən mexaniki sistemlər mexanizmlərdən, onlar isə öz növbələrində kinematik zəncirlərdən və axırıncılar da kinematik cütlərdən və bəndlərdən ibarətdir.

Maşınqayırmada daha geniş yayıldıqlarına görə bölmədə yastı mexanizmlərin araşdırılmasına daha geniş yer verilmişdir.

I-Fəsil. MAŞIN VƏ MEXANĐZMLƏRĐN STRUKTURU ANLAYIŞI

1.1. Mexanizm, maşın və aqreqat anlayışı

Müasir zamanda elə bir sahə yoxdur ki, orada maşın və mexanizmlər olmasın. Elə bir məmulat, detal tapmaq çətindir ki, onun hazırlanmasında maşın və mexanizmlər iştirak etməsin. Maşın və mexanizmlər insanları ağır fiziki işdən azad etməklə, iş prosesini avtomatlaşdırmağa imkan verir, əmək məhsuldarlığını xeyli yüksəldir, məmulatın hazırlanma dəqiqliyini artırır, onun keyfiyyətini yaxşılaşdırır, maya dəyərini aşağı salır və s.

Yeni-yeni maşın və mexanizmlərin layihələndirilib hazırlanması və tətbiq edilməsi hər-bir ölkənin texniki tərəqqisinin əsasını təşkil etməklə, demək olar ki, bütün sahələrin inkişafına səbəb olur.

Đndi texnika adı ilə tanınan hərəkətli və dəyişən mexaniki sistemlər maşın, mexanizm və maşın aqreqatına bölünürlər.

Qeyd etmək lazımdır ki, texniki vasitələrin yaradılması ictimai tələbatın təmin edilməsi ilə sıx əlaqədardır. Đnsan psixologiyası həmişə öz tələbatını təmin etməyə doğru meyl etməsi ilə xarakterizə olunur.

82

Əgər maşınların tarixinə qısa nəzər salsaq görərik ki, onların qarşısında qoyulan məsələlər zaman keçdikcə dəyişmişdir. Đlk maşınlar insanın fiziki gücünü əvəz etmək üçün yaradılmışdır. Zaman keçdikcə bu maşınlar təkmilləşirdi, yeniləri yaranırdı, ancaq təxminən 2000 il maşınlar qarşısında başqa məqsəd qoyulmurdu. Belə tip maşınlara dinamiki maşınlar deyilir.

XVIII əsrin əvvəllərində yeni qrup maşınlar yaradıldı. Bu maşınlar insanın tək fiziki gücünü əvəz etmirdi. Onlar bununla yanaşı ,həm də onun ustalıq və bacarığını da əvəz etmək məqsədilə yaradılmışdır. Bu tip maşınlara kinematik maşınlar deyilir.

Təxminən 1950-ci illərdən əvvəllər yalnız insana məxsus olan zehini (məntiqi) əməliyyatları aparan ilk maşınlar meydana gəldi. Bu tip maşınlara kibernetik və ya məntiqi maşınlar deyilir.

Məhsuldarlığı artırmaq, insanın fiziki və zehni əməyini əvəz etmək və yüngülləşdirmək məqsədilə enerjini və ya hərəkəti çevirən və ya informasiya toplayıb emal edən bəndlər topluluğuna maşın deyilir.

Bənd dedikdə maşının ən sadə hissələrindən biri nəzərdə tutulur. Öz aralarında hərəkətsiz və qarşılıqlı hərəkətsiz bərkidilmiş detallar komplekti bənd adlanır.

Maşının daha sadə tərifi də var. Bu tərifə əsasən enerjini işə çevirən qurğulara maşın deyilir.

Maşına misallar: - elektrik mühərrikləri (burada elektrik enerjisi valın fırlanma

enerjisinə çevrilir); - hidravlik turbinlər (hidrostansiyalarda su axınının enerjisini

turbin elektrik enerjisinə çevirir); - tikiş maşınları (burada çarxın fırlanma hərəkəti iynənin

irəliləmə-geriləmə hərəkətinə çevrilir); - avtomobillər (burada daxili yanma mühərrikinin istilik enerjisi

son nəticədə təkərlərin fırlanma enerjisinə çevrilir); - elektron hesablayıcı maşınlar (burada informasiya toplanır, emal

olunur və yadda saxlanır). Bütün maşınlar aşağıdakı qruplara bölünürlər: işçi maşın,

mühərrik-maşın, çevirici maşın, kibernetik və ya məntiqi maşın.

83

Đşçi maşınlar (Đm) - yükləri nəql etmək, hissələrin forma və ölçü-lərini dəyişmək və s. üçün tətbiq olunur. Bunlara misal kimi yük qal-dıran kranları, presləri, metalkəsən dəzgahları və s. göstərmək olar.

Mühərrik – maşınlar (M-m) - müəyyən enerji növünü mexaniki enerjiyə çevirən maşınlardır. Buxar maşınları, daxili yanma mühərrikləri, qaz və hidravlik turbinlər, elektrik mühərrikləri və s. bu qrupa aiddir.

Çevirici maşınlar (M). Bu maşınlar mexaniki enerjini hər hansısa digər enerji növünə ,məsələn, elektrik və istilik enerjisinə çevirmək üçün istifadə edilir. Bu qrupa dinamomaşınlar (cərəyan istehsal edən generatorlar),müxtəlif soyuducu maşınlar və s. aiddir.

Kibernetik və ya məntiqi maşınlar (Km) .Bu maşınlar müxtəlif məlumatları yığıb toplamaq, yadda saxlamaq, emal etmək və ötürmək üçün istifadə edilir. Belə maşına misal olaraq elektron hesablayıcı maşını göstərmək olar.

Şəkil 1.

Əksər hallarda bir neçə səbəbdən enerji mənbəyi olan mühərrik –

maşını bilavasitə işçi maşınla birləşdirmək olmur. Belə hallarda ötürmədən (Ö) istifadə edilir. Hərəkəti maşın – mühərrikdən alıb işçi maşına verən mexanizmlərə ötürmə deyilir. Ötürmələrə misal kimi friksion, dişli çarx, qayış, zəncir və s. kimi ötürmələri göstərmək olar.

Mühərrik-maşın, çevirici maşın, işçi maşın və ötürücü mexa-nizmdən ibarət kompleksə maşın aqreqatı deyilir (Şəkil 1, a). Bir çox hallarda çevirici maşına ehtiyac olmur və hərəkət mühərrik- maşından

84

ötürücü mexanizm vasitəsilə bir başa işçi maşına ötürülür. Belə komplekslər də maşın aqreqatı sayılır (Şəkil 1, b).

Bütün maşın çoxluqları bir-birindən gördükləri texnoloji proseslərlə fərqlənirlər. Maşınları birləşdirən odur ki, onların hamısı mexanizmlərdən ibarət olur.

Bir və ya bir neçə bəndin mexaniki hərəkətini başqa bəndlərin hərəkətinə çevirmək üçün süni olaraq yaradılmış bəndlər topluluğuna mexanizm deyilir.

Mexanizm müxtəlif bəndlərin müxtəlif yığım kombinasiyasından əmələ gələ bilər. Bəndlərin növü, onların sayı və mexanizmdəki ardıcıllığı asılıdır mexanizm qarşısında qoyulan tələbatlardan.

Fərqli maşınlar müxtəlif və eyni mexanizmlər kombinasiyasın-dan ibarət ola bilər. Bu asılıdır maşın qarşısında qoyulan tələbatlardan.

1.2. Bəndlər və kinematik cütlər

Nəzəri mexanikada hərəkət dedikdə cismin hərəkəti nəzərdə tutulur. Mexaniki sistemlərdə və ümumiyyətlə texnikada “cisim” anlayışından istifadə edilmir. Burada “cisim” əvəzinə bəndin hərəkətinə baxılır ki, bənd də texniki sistemin ən sadə hissələrindən birinə deyilir. Bu hissələr hərəkətsiz və hərəkətli olur .Hərəkətsiz bəndlərə dayaq deyilir.

Hər hərəkətli hissəyə və ya birlikdə hərəkət edən ,ancaq bir-biri ilə sərt birləşmiş hissələr qrupuna mexanizmin hərəkətli bəndi deyilir.

Deməli bənd cəmi bir hissədən və ya bir-birinə qarşı hərəkətsiz olan bir neçə hissələr qrupundan ibarət ola bilər. Məsələn, val cəmi bir hissədən ibarət olan hərəkətli bənddir. Bir neçə hissələr qrupundan ibarət olan hərəkətli bənd kimi sürgüqolunu göstərmək olar. Həqiqətən, baxmayaraq ki, sürgüqolu gövdədən, qapaqdan, yastıqdan, qapağı gövdəyə bərkidən boltlardan və s. ibarətdir, o hərəkətli bənddir, çünki onu təşkil edən hissələr bir-biri ilə sərt birləşərək bir-birinə nisbətən heç bir hərəkət etməyərək birlikdə hərəkət edirlər.

85

Sürgüqolu Sürüngəc Dişli çarx ötürməsi Dayaq

Şəkil 2

Bəndlərin kinematik sxemlərdəki şərti işarələri standartlarla müəyyənləşdirilir. Bəzi bəndlərin şərti işarələri şəkil 2-də göstərilmişdir.

Mexanizmlərə daxil olan bəndlər giriş (aparan) və çıxış (aparılan) bəndlərə bölünürlər. Giriş (aparan) bəndə tətbiq olunan qüvvələrin elementar işi müsbət olur. Çıxış (aparılan) bəndə tətbiq olunan qüvvələrin elementar işi mənfi olur.

Kinematik sxemlərdə bəndlər ərəb rəqəmləri ilə işarə edilirlər (0,1,2 və s., bax şəkil 2). Hərəkətli birləşmiş iki bəndə kinematik cüt deyilir. Cütə daxil olan bəndlərin bir-biri ilə toxunduqları səthlərə, xətlərə və ya nöqtələrə kinematik cütün elementləri deyilir. Kinematik cütlərin elementlərinin növlərindən asılı olaraq, onlar ali və ibtidai cütlərə bölünürlər. Ali kine-matik cütlərdə bəndlər xətt və ya nöqtə üzrə toxunurlar. Buna misal olaraq dişli və ya yumruqlu mexanizmləri göstərmək olar (şəkil 3).

Đbtidai kinematik cütlərdə bəndlərin toxunması səth üzrə olur. Bunlarda öz növbəsində fırlanma, irəliləmə, silindrik və sferik olurlar. Şəkil 4 –də həmin şərti işarələri və tətbiq sahələri göstərilib.

Kinematik cütdə bəndlər bir-birilə müxtəlif şəkildə birləşə bilər. Məsələn, şəkil 5-də fırlanma kinematik cütü göstərilmişdir. Burada B bəndi dayaqdır. A bəndi isə val. A və B bəndlərin birləşməsi iki silindr üzrə əmələ gəlir : valın xarici, dayağın isə daxili diametrləri

Şəkil 3.

86

üzrə. Kinematik cütlər elə təşkil olunub ki, A bəndi B bəndinə nisbətən x-x oxu ətrafında yalnız fırlanma-- - yastı mexanizmlərdə irəliləmə -- silindrik -- - fəza mexanizmlərində sferik --

Şəkil 5. Şəkil 6.

fırlanma hərəkəti edə bilər. Şəkil 6-da göstərilmiş kinematik cütdə A və B bəndləri nisbi diyirlənmə, sürüşmə (x-x oxu üzrə) və fırlanma (z oxu ətrafında) hərəkətləri edə bilərlər.

Beləliklə, göstərilən misallardan aydın olur ki, kinematik cüt hər bəndin nisbi hərəkətinə məhdudiyyət qoyur. Bu məhdudiyyətlər bəndlərin cütdə birləşdirmə üsulundan asılıdır. Məhdudiyyətlərə (hərəkətin) texnikada rabitə şərti deyilir.

Şəkil 4.

87

Məlum olduğu kimi, vəziyyəti A,B və C nöqtələri ilə müəyyən olunan hər bir sərbəst cisim fəzada altı sərbəstlik dərəcəsinə malikdir (şəkil 7). Bunlardan üçü x, y və z oxları ətrafında fırlanma, üçü isə həmin oxlar üzrə irəliləmə hərəkətidir (şəkildə oxlarla göstərilib). Qeyd olunduğu kimi, sərbəst bəndlər kinematik cütə yığıldıqda onların bəzi hərəkətlərinə məhdudiyyət qoyulur və bu məhdudiyyətlərin sayı rabitə şərtlərinin sayına bərabərdir.

Rabitə şərtlərinin sayı tam ədəd olmaqla altıdan az olmalıdır. Çünki rabitə şərti altı olduqda, bəndlər nisbi hərəkətini itirir və kinematik cüt sərt birləşmiş iki bəndə çevrilir (kinematik cüt hərəkətli birləşmiş iki bəndə deyilir).

Rabitə şərtlərinin sayı birdən az ola bilməz. Sayı “0” olduqda bəndlər toxunmur və kinematik cüt mövcud olmur. Bu halı fəzada hərəkət edən iki sərbəst bənd kimi qəbul etmək lazımdır. Rabitə şərtlərinin sayını S-lə, bəndin sərbəstlik dərəcəsinin sayını isə H-la işarə etsək, onda yuxarıda deyilənləri nəzərə alaraq yaza bilərik: 1 5≤≤ S və H = 6 – S . Rabitə şərtlərinin sayından asılı olaraq, bütün kinematik cütlər beş aşağıdakı sinfə bölünür: I, II, III, IV və V. Siniflər aşağıdakı ifadədən təyin olunur:

S = 6 – H. Şəkil 8-də kinematik cütlərin sxematik təsvirləri, şərti işarələri,

rabitə şərtlərinin sayı (S) verilmişdir. Kinematik cütlərin sxemlərində mümkün hərəkətlər (sərbəstlik dərəcələri , H) oxlarla göstərilmişdir.

Şəkil 7.

88

Kürə müstəvi üzərində

Silindr müstəvi üzərində

Prizma müstəvi üzərində

Sferik

Sferik barmaqla

Silindrik

Fırlanma

Đrəliləmə Vintli

Şəkil 8.

89

1.3. Kinematik zəncirlər

Bir-biri ilə kinematik cüt təşkil edən birləşmiş bəndlər sisteminə kinematik zəncir deyilir.

Şəkil 9-da üç kinematik cüt təşkil edən ,dörd bənddən ibarət olan

kinematik zəncir göstərilib. 1 və 2-ci bəndlər A fırlanma cütünə (V-ci sinif), 2 və 3-cü bəndlər B irəliləmə cütünə (V sinif) və nəhayət, 3 və 4-cü bəndlər C fırlanma cütünə (V sin) daxildirlər. Kinematik zəncirlər sadə və mürəkkəb olurlar. Sadə kinematik zəncirdə hər bənd ikidən artıq kinematik cütə daxil olmur. Şəkil 10-da sadə kinematik zəncir göstərilib. Burada hər bir kinematik cütə yalnız iki bənd daxil olub.

Mürəkkəb kinematik zəncirdə ən azı bir bənd olur, o ikidən artıq kinematik cütə daxil olur. Şəkil 11-də mürəkkəb kinematik zəncir göstərilib. Burada 3-cü bənd üç kinematik cütə daxildir (B,C və E).

Sadə və mürəkkəb kinematik zəncirlər öz növbələrində qapalı və açıq olurlar. Qapalı kinematik zəncirdə hər bənd ən azı iki kinematik cütə daxil olur (şəkil 12 və şəkil 13).

Açıq kinematik zəncirdə elə bəndlər olur ki, onlar cəmi bir kinematik cütə daxil olurlar. Məsələn, şəkil 9-da 1 və 4-cü bənd, şəkil 10-da 1 və 4-cü bənd, şəkil 11-də 1, 5 və 6-cı bəndlər.

Qeyd etmək lazımdır ki, mexanizmlər kinematik zəncirlərdən təşkil olunurlar. Kinematik zəncirdən mexanizm almaq üçün aşağıdakı işlər görülməlidir:

- bəndlərdən biri tərpənməz edilməli, yəni o, dayaq edilməlidir; - bir və yaxud bir neçə bəndlərə tələb olunan qanun üzrə hərəkət

Şəkil 9. Şəkil 10.

90

verilməli, (aparan etmək) belə ki, bütün başqa bəndlərdən texnoloji proses üçün gözlənilən hərəkət alınsın.

Şəkil 11. Şəkil 12. Şəkil 13.

Maşın və cihazlarda ən çox istifadə edilən yastı kinematik zəncirlərdir. Yastı zəncir elə zəncirlərə deyilir ki, onun bəndlərinin nöqtələri bir və ya bir neçə paralel müstəvilərdə hərəkət etsinlər .

1.4. Kinematik zəncirlərin struktur düsturu

Hər bir mexanizm kinematik zəncirdir. Bütün mexanizmlərin əsas xassələri onun bəndlərinin hərəkətliliyi dərəcəsi və bu hərəkətlərin tam müəyyənliyidir. Mexanizmin bəndlərinin bir-birinə nisbətən hərəkətlərinin müəyyənliyi, hərəkət parametrlərinin (məsələn, yerdəyişmə, sürət, təcil) hər hansısa bir bəndə nisbətən qiymətləndirmək əlverişlidir. Belə bənd kimi dayaq götürülür. Mexanizmin hərəkətlilik dərəcəsi onun mümkün sərbəstliyini göstərir.

Kinematik zəncirlərin struktur düsturu, zəncirin sərbəstlik dərəcəsini bəndlərin, kinematik cütlərin sayı və növü ilə bağlayan ifadədir.

Struktur - tərkib deməkdir. Struktur düsturu tərkibinin düsturu kimi başa düşmək lazımdır.

Fərz edək ki, fəzada k sayda sərbəst bənd hərəkət edir. Onda, nəzərə alsaq ki, hər sərbəst bənd 6 sərbəstlik dərəcəsinə malikdir, k sayda bəndin ümumi sərbəstlik dərəcəsi H = 6k olur. Đndi təsəvvür edək ki, k sayda bənd müxtəlif kinematik cütlərdə birləşdi və onlar da öz növbəsində kinematik zəncirə yığıldı. Məlum olduğu kimi, bəndləri kinematik cütlərə yığdıqda, cütlərin sinfindən asılı olaraq onların bəzi hərəkətlərinə rabitə şərtlərinin sayı qədər məhdudiyyət qoyulur.

91

Aydındır ki, k sayda bənd kinematik zəncirə yığıldıqdan sonra onların ümumi sərbəstlik dərəcəsi dəyişəcək. Bunu tapmaq üçün aşağıdakı işarələr daxil edək: P5 – V –ci sinif kinematik cütlərin sayı; P4 – IV – cü sinif kinematik cütlərin sayı; P3 – III – cü sinif kinematik cütlərin sayı; P2 – II – ci sinif kinematik cütləri sayı və P1 – I – ci sinif kinematik cütlərin sayı

Nəzərə alsaq ki, V-sinif kinematik cütlər ona daxil olan bəndlərin hərəkətinə 5 məhdudiyyət qoyur və P5 sayda V-sinif kinematik cütlərin hərəkətə qoyduqları ümumi məhdudiyyətlərin sayı 5P5 olur, eyni ilə IV-sinif cütlərin ümumi məhdudiyyətləri - 4P4, III-sinif - 3P3, II-sinif - 2P2 və I-sinif - 1P1, onda, k sayda bəndlərdən ibarət kinematik zəncir üçün qalan sərbəstlik dərəcə- sinin sayı:

H = 6k – 5P5 – 4P4 – 3P3 – 2P2 – P1 (1) Bəndlərdən birini tərpənməz, yəni dayaq etsək, onda ümumi

sərbəstlik dərəcəsi bir bəndin sərbəstlik dərəcəsi qədər (6) azalacaq. Dayağa nəzərən zəncirin sərbəstlik dərəcəsini W ilə işarə etsək alarıq:

W = H – 6 Bu ifadəyə H –ın qiymətini (5.1) –dən yazsaq, alarıq:

W = 6k – 5P5 – 4P4 – 3P3 – 2P2 – P1 - 6 və W = 6(k – 1) – 5P5 – 4P4 – 3P3 – 2P2 – P1 (2)

(2) ifadəsində (k – 1) zəncirin hərəkətli bəndlərinin sayıdır. Onu n –lə işarə edib (2) ifadəsinə yazsaq alırıq:

W = 6n – 5P5 – 4P4 – 3P3 – 2P2 – P1 (3) (3) ifadəsi fəza kinematik zəncirin hərəkətlilik düsturu başqa cür

isə struktur düsturu adlanır. Bu düstur 1887–ci ildə P.Đ.Somov tərəfindən alınmış və 1923–cü ildə A.P.Malışev tərəfindən təkmilləşdirilmişdir. Məsələn, ona görə də Malışev düsturu kimi tanınır. Yastı kinematik zəncirlər üçün

W = 3n – 2P5 – P4 (4) Bu düstura P.L.Çebışev (1869) düsturu deyilir. O,Malışev

düsturundan alınır o şərtlə ki, müstəvi üzərində cisim altı yox, üç sərbəstlik dərəcəsinə malik olur:

92

W = (6 - 3)n – (5 - 3)P5 – (4 – 3)P4 W – nin qiyməti mexanizmin neçə aparan bəndinin olmasını

göstərir.Əgər W=1 olsa, onda aparan bəndin sayı – 1; W = 2 olsa, aparan bəndin sayı – 2 və s. Onu da qeyd etmək lazımdır ki, hər aparan bənd müstəqil enerji mənbəyinə sahib olmalıdır.

1.5. Mexanizmlərin qurulması prinsipləri və təsnifatı

Giriş bəndlərin hərəkətini çıxış bəndlərin tələb olunan hərəkətinə çevirmək üçün istifadə olunan mürəkkəb mexanizmlər müxtəlif bəndlərin kinematik cütlərə birləşdirilməsindən alınır.

Belə mümkün birləşmələr olduqca çox olduğundan, mexanizmin təsnifatını bilmək lazım olur ki, ondan da səmərəli istifadə edərək yeni mexanizm qurmaq mümkün olsun və tələb olunan hərəkət alına bilsin. Bundan başqa, bəzi hallarda sadə mexanizmlər çıxış bəndlər üçün nəzərdə tutulan hərəkət qanununu ödəmirlər. Ona görə də, sadə mexanizmlərin strukturunun, yəni tərkibinin inkişaf etdirilməsi metodologiyasının öyrənilməsinin çox böyük əhəmiyyəti var. Đlk dəfə yastı lingli mexanizmlərin rasional təsnifatı 1914-cü ildə rus alimi, Peterburq politexnik institutunun professoru Leonid Vladimiroviç Assur tərəfindən işlənmişdir.

Sonralar bu təsnifat fəza mexanizmləri üçün Đ.Đ.Artobolevskiy tərəfindən inkişaf edilmişdir. Assur kinematik qrup anlayışı daxil etmiş və kinematik zənciri qruplara bölünməsini təklif etmişdir. Assura görə kinematik qrup elə yastı kinematik zəncirə deyilir ki, onu başqa kinematik zəncirə birləşdirdikdə axırıncının sərbəstlik dərəcəsi dəyişməsin. Bu o deməkdir ki, Assur qruplarının sərbəstlik dərəcəsi sıfıra bərabər olur. Assur qruplarının struktur düsturları Çebışev düsturundan alınır. Belə ki, Assur qrupu üçün W = 3n – 2P5 = 0 olur. Burada Çebışev düsturuna P4 ona görə daxil edilməyib ki, istənilən kinematik cütlər sadə cütlərə gətirilə bilər, məsələn, fırlanma cütlərinə. Yuxarıdakı ifadədən : 3n – 2P5 = 0 ; 3n = 2P5 və kinematik cütlərin (P5) və bəndlərin (n) sayları tam ədədlə ifadə olunduğu üçün n –in 2,4,6,8,... qiymətlərinə P5-in aşağıdakı qiymətləri uyğun gəlir: 3,6,9,12,... . Şəkil 14 –də müxtəlif kinematik qruplar və b qrupundan

93

tərtib edilmiş f mexanizmi göstərilmişdir (şəkil 14, f).Əgər şəkildəki a,b,c və e kinematik qrupları yoxlasaq, görərik ki, onların sərbəstlik dərəcələri W = 0 –dır.

Şəkil 14.

P5 = 3n / 2 (5)

Məsələn, şəkil 14, a-da göstərilmiş qrup üçün n = 2,P5 = 3 ;W = 3n –2 P5= 3x2-2x3=0

Şəkil 14, b üçün n = 4,P5 = 6 ; W = 3n – 2 P5 = 3x4 – 2x6 = 0 və s.

Şəkil 15.

94

Kinematik cütlərə daxil olan və sərbəst fırlanma elementləri olan bəndlərə cilov deyilir. Məsələn, şəkil 14, a –da AB və BC, b –də AB, DE və CF, c–də AB, DE, KF və GH – cilovlardır. Sərt birləşmiş BDC (şəkil 14, b), BDC və CFG (şəkil 14, c) mərkəzi bəndlər adlanır. ABC qrupu (şəkil 14, a) – iki cilovlu qrup və ya diada adlanır. Bir cilovu dayağa çevrilmiş iki cilovlu qrupu Assur birinci tərtibli başlanğıc mexanizm adlandırmışdır (şəkil 15, a).

Bu fırlanma başlanğıc mexanizmidir. Bundan başqa, başlanğıc mexanizm kimi irəliləmə mexanizmi də ola bilər (şəkil 15, b).

Başlanğıc mexanizm elə adından göründüyü kimi mexanizmin aparan (giriş) bəndidir. Belə olan halda onun sərbəstlik dərəcəsi olmalıdır ki, mexanizmin digər bəndlərinə (kinematik qruplarına) hərəkət versin. Şəkil 15, a–dan görürük ki, bu fırlanma başlanğıc mexanizmdə hərəkətli bəndlərin sayı n = 1, burada yalnız bir beşinci sinif fırlanma cütü var, yəni P5 = 1, onda W = 3n – 2P5 = 3x1 – 2x1 = 1. Đrəliləmə başlanğıc mexanizminə baxaq (şəkil 15, b). Burada hərəkətli bəndlərin sayı birdir və bu sürüngəcdir, yəni n = 1, cəmi bir kinematik cüt var, bu da beşinci sinif irəliləmə cütüdür, yəni P5 = 1, onda burada da W = 1 olur.

Şəkil 14 –ə diqqətlə baxsaq görərik ki, hər yeni bir kinematik qrup almaq üçün köhnə qrupun bir cilovu iki cilovu olan mərkəzi bəndlə dəyişdirilməlidir. Bu üsula cilovun inkişaf etdirilməsi üsulu deyilir.

Şəkil 16.

95

Beləliklə, mexanizm qurmaq üçün başlanğıc bəndə bir və ya bir neçə kinematik qruplar birləşdirilməlidir. Əgər cəmi bir qrup birləşdirilirsə onun bir cilovu başlanğıc bəndə digəri isə dayağa birləşdirilməlidir. Birləşdirilən kinematik qrupların sayı çox olduqda, onda, hər yeni kinematik qrup əvvəlki kinematik qrupa və dayağa birləşdirilir. Şəkil 16, a və b – də bu aydın görünür. Şəkil 17-də başlanğıc mexanizmə iki kinematik qrupun birləşdirilməsi göstərilmişdir.

Şəkil 17.

Belə birləşmə nəticəsində məcburi olaraq bir mərkəzi bənd (2)

alınmışdır. Çünki, kinematik cütün tərifinə görə bir cütə cəmi iki bənd birləşdirilə bilər. Digər sözlə, ikinci bənd bu birləşmə nəticəsində mərkəzi bəndə çevrilmişdir.

Hal-hazırda kinematik zəncirlərin və mexanizmlərin Đ.Đ.Artobo-levskiy tərəfindən təklif olunduğu təsnifatından istifadə olunur. Bu təsnifata görə başlanğıc mexanizm (şəkil 15) - birinci diada (şəkil 14, a) – ikinci, n =4 və P5 =6 qrupu (şəkil 14, b)- üçüncü sinfə aiddir.

Dəyişən qapalı konturları olmayan bütün kinematik qruplar üçüncü sinfə aid olurlar. Məsələn, şəkil 14, b–də göstərilən qrupun mərkəzi bəndi B, C və D kinematik cütlərə malik olan BCD üçbucağı şəklindədir .Bu üçbucağa hərəkət versək B, C və D kinematik cütlər bir-birinə nisbətən yerlərini dəyişə bilməz. Ona görə də BCD bəndi qapalı kontur olmaqla dəyişməzdir. Əgər kinematik qruplar dəyişən qapalı konturlara malikdirlərsə, onda onların sinifləri qapalı konturlardakı hərəkətli bəndlərin sayı ilə müəyyənləşir. Dəyişən qapalı kontura malik kinematik qrup kimi şəkil 14, e-dəki kinematik qrupu

96

göstərmək olar. Buradakı mərkəzi kontur dörd kinematik cütdən ibarətdir. Bu kontura hərəkət versək, üçbucaqlı konturdan fərqli olaraq, kinematik cütlər bir-birinə nisbətən vəziyyətlərini dəyişmiş olarlar. Kinematik qrupun tərtibi qrupun digər kinematik zəncirlərlə birləşdirildiyi cilovların sayı ilə müəyyənləşir. Bütövlükdə mexanizmə onun tərkibindəki ən yüksək sinfi olan qrupun sinfi və tərtibi verilir.

Yuxarıda deyilənləri nəzərə alaraq, şəkillərdə göstərilən kinematik qrupların və mexanizmlərin təsnifatını verək. Belə ki, şəkil 14, e-də göstərilən kinematik qrupun sinfi dörd, tərtibi üçdür. Şəkil 14, f-də və şəkil 16, a-da üçüncü sinif, üçüncü tərtibli kinematik qrupun birinci sinif başlanğıc mexanizminə birləşdirilməsi nəticəsində üçüncü sinif, üçüncü tərtibli mexanizm alınmışdır. Şəkil 16, b-də göstərilmişdir ki, ikinci sinif, birinci tərtibli diada birinci sinif irəliləmə başlanğıc mexanizminə birləşdirilmişdir. Onda nəticədə alınan mexanizm də ikinci sinif, birinci tərtibli olur. Əgər şəkil 14, e-dəki dördüncü sinif üçüncü tərtibli kinematik qrupu, məsələn, birinci sinif fırlanma başlanğıc mexanizminə birləşdirsək (şəkil 15, a), nəticədə dördüncü sinif üçüncü tərtibli mexanizm alarıq və s.

1.6. Mexanizmlər ailəsi

Mexanizmlər, onların bütün bəndlərinin hərəkətinə qoyulmuş ümumi rabitələrindən asılı olaraq, 5 sinfə bölünür.

Heç bir rabitə qoyulmayıbsa, ”sıfır” ailəli mexanizm, bir ümumi rabitə qoyulubsa, ”bir” ailəli mexanizm və s. adlanır. Onların struktur düsturları aşağıdakı kimi olur:

=−−−−−−−−=

−−−−−=

23451

123450

P12P13P14P15n16W

PP2P3P4P5n6W

)()()()()(

;

= ;2345 2345 PPPPn −−−−

;234 3452 PPPnW −−−=

;23 453 PPnW −−=

.2 54 PnW −=

97

II-Fəsil. YASTI MEXANĐZMLƏRĐN KĐNEMATĐKASI

2.1. Mexanizmlərin kinematikasının məqsədi

Mexanizmlərin kinematik tədqiqatının əsas məqsədi bəndlərin hərəkətini, onlara təsir edən qüvvələrdən asılı olmayaraq öyrənilməsidir.

Kinematik tədqiqat dedikdə, adətən, elə hesablama prosesi nəzərdə tutulur ki, bunun nəticəsində mexanizmin hər bir bəndinin vəziyyəti, bəndlərin nöqtələrinin yerdəyişməsi və ya dönmə bucaqları, nöqtələrin xətti və bucaq sürət və təcilləri başlanğıc bəndin verilmiş hərəkət qanunundan asılı olaraq təyin edilə bilsin.

Yuxarıda göstərilən kinematik parametrlərin öyrənilməsinin maşın layihə edildikdə böyük praktiki əhəmiyyəti var. Məsələn, mexanizmin bəzi nöqtələrinin trayektoriyalarının bilinməsi maşınların karter və gövdələrinin ölçülərinin düzgün və əlverişli seçilməsinə kömək edir, hərəkət edən bəndlərin iş prosesində bir-birinə dəyməsini istisna edir.

Sürət və təcillərin təyin edilməsi yaranan ətalət qüvvələri, onların maksimum qiymətləri haqqında məlumat verir ki, bu da layihə edilən maşının qüvvə hesabatında istifadə edilir və s. Beləliklə, kinematik analiz maşınlar layihə edilərkən ya mexanizmlərin işlərinin keyfiyyətini, ya da qüvvə hesabatı aparmaq üçün lazım olunan məlumatları (təcilləri) əldə etmək üçün aparılmalıdır. Bundan başqa kinematik analizin nəticələri mexanizmlərin sintezində də istifadə edilir.

Mexanizmin strukturundan, onun mürəkkəbliyindən və əldə olunan nəticələr üçün tələb olunan dəqiqlikdən asılı olaraq, kinematik tədqiqat aşağıdakı üsullarla aparıla bilər: qrafiki (və ya qrafiklər və diaqramlar üsulu); qrafoanalitik (və ya sürətlər və təcillər üsulu); analitik və eksperimental.

Mürəkkəb mexanizmlər üçün xalis analitik tədqiqat çox vaxt müsbət nəticələr vermir. Düzdür EHM analitik tədqiqata kömək edir, ancaq bu daha sadə olan qrafik və qrafoanalitik üsulları istisna etmir.

98

Hər bir kinematik tədqiqat mexanizmin kinematik sxeminin çəkilməsindən başlayır. Nəticələrin dəqiqliyi qrafiki qurmaların dəqiqliyindən asılıdır. Əvvəlcə miqyas seçilməlidir.

2.2. Mexanizmin planının miqyas əmsalı.

Mexanizmin hər hansısa vəziyyətinin çertyojda sxematik təsvirinə mexanizmin planı deyilir. Əgər mexanizmin bəndlərinin həqiqi ölçüləri hesabat vaxtı metr ilə qəbul edilirsə (m), çertyojda onlar millimetrlə ölçülən müvafiq parçalarla təsvir edilirlər (mm).

Fərz edək ki, bəndin LAB (m) ölçüsü çertyojda AB (mm) parçası ilə təsvir olunur. Onda LAB = kL AB ,burada

kL = LAB / AB = (həqiqi ölçü (m) / (çertyojdakı ölçü (mm)) = (m) /(mm)

Aydındır ki, miqyas əmsalını (kL) bilməklə mexanizmin planından istifadə edərək planın istənilən parçasının natural ölçüsünü təyin etmək olar.

Mexanizmlərin planları üçün məsləhət bilinən miqyas əmsalları (kL) aşağıda göstərilmişdir: 0,001 (1:1) 0,002 (1:2) 0,005 (1:5) 0,01 (1:10) 0,02 (1:20) 0,05 (1:50) 0,1 (1:100) 0,2 (1:200) 0,5 (1:500) 1 (1:1000) 2 (1:2000) 5 (1:5000) 10 (1:10000) 20 (1:20000) 50 (1:50000) 100 (1:100000) 200 (1:200000) 500 (1:500000)

Müqayisə üçün, mötərizədə natural ölçülər millimetrlə verilmiş çertyoj miqyasları göstərilmişdir.

Qeyd edək ki, miqyas əmsalı mexanizmin yalnız planı üçün (uzunluq üçün) nəzərdə tutulmayıb. Miqyas əmsallarından qrafiki və qrafoanalitik üsullarla sürətləri, təcilləri, bucaqları, yerdəyişmələri və s. hesablayanda da istifadə edilir. Bu zaman indeks kimi sürət üçün –v (kv), təcil üçün –a (ka), bucaq üçün - ϕ (kϕ ),yerdəyişmə üçün –s

(ks), zaman üçün –t (kt) və s. istifadə olunur. Eyni ilə miqyas

99

əmsallarının ölçü vahidi dəyişir. Məsələ sürət üçün (m/s)/(mm), təcil üçün (m/s2) / (mm) və s. olur.

2.3. Bəndlərin vəziyyətlərinin qurulması

Bəndlərin vəziyyətlərinin qurulmasını ən sadə kinematik qrup olan iki cilovlu qrupun misalında göstərək. Şəkil 18, a-da göstərilən qrupun 1 və 2 bəndləri fırlanma kinematik cütləri vasitəsilə hərəkət qanunları məlum olan mexanizmin q və s bəndlərinə birləşdirilib. Şəkil 18, b-də göstərilən qrup iki fırlanma və bir irəliləmə kinematik cütlərindən ibarətdir. Bu qrup A kinematik cütü ilə mexanizmin – q bəndinə, irəliləmə cütündən isə s bəndinə birləşdirilib.

Đki cilovlu qrupu hərəkət edən mexanizmə birləşdirdikdə o hərəkətlilik alır. Nəticədə bəndlərin qarşılıqlı vəziyyətləri dəyişir. Mexanizmin bəzi xüsusi vəziyyətlərini istisna etməklə bütün hallarda bəndlərin yerdəyişməsi tamamilə müəyyən olunmuş şəkildə baş verir.

Qrupun bəndlərinin vəziyyətlərini aşağıdakı sadə həndəsi mülahizələr əsasında təyin etmək olur:

1. Əgər AB bəndi iki oynaqlıdırsa, onda ikinci oynağın mərkəzi B , mərkəzi A olmaqla AB radiusla çəkilmiş çevrənin üzərində olur.

Şəkil 18.

100

2. Əgər bənd digər iki bəndlərlə fırlanma və irəliləmə cütləri təşkil edirsə ,onda onun oynağının mərkəzi istiqamətvericinin orta xəttinə paralel olan düz xətt üzərində yerləşir. Qoy iki cilovlu üç oynaqlı qrup A1, B1 və C1 vəziyyətindən A2 və C2 nöqtələri Ilə verilmiş yeni vəziyyətə keçsin. Aydındır ki, B2 nöqtəsi A2 və C2 (şəkil 18, a) nöqtələrindən AB və CB radiusları ilə çəkilmiş çevrələrin kəsişmə nöqtəsində yerləşəcək. Nəticədə iki kəsişmə nöqtəsi alınır. Bunlardan mexanizmin ilkin vəziyyətinin yanındakı götürülməlidir.

Şəkil 18, b-də irəliləmə cütü olan iki cilovlu qrupun bəndlərinin vəziyyətlərinin qurulması göstərilmişdir. Burada A oynağının A2 və istiqamətvericinin S2 yeni vəziyyətləri məlumdur, çünki onlar hərəkət qanunları məlum olan mexanizmin q və s bəndlərinə birləşdiriliblər. B nöqtəsinin B2 vəziyyəti mərkəzi A2-də olmaqla

AB radiusu ilə çəkilmiş çevrənin və S2-yə paralel olan S 12 düz

xəttinin kəsişməsindən alınır. S12 -lə S2 bir-birinə paralel qalmaqla

aralarındakı məsafə həmişə h2 olur. Şəkil 19-da dörd oynaqlı mexanizmin bəndlərinin qurulması göstərilmişdir.

Şəkil 19.

101

Burada çarxqolu OA sabit bucaq sürətilə fırlandığından ,onun a nöqtəsinin vəziyyəti istənilən zaman kəsiyi üçün məlum olur.

Mexanizmlərin kinematik tədqiqatı zamanı A nöqtəsinin vəziyyəti çarxqolunun müəyyən dönmə bucaqları üçün təyin edilir. Bu imkan verir ki, hərəkətə zamandan asılı olmayaraq, yalnız həndəsi cəhətdən baxılsın.

Sürgüqolu AB və yelləngəc O3B üç oynaqlı iki cilovlu qrup təşkil edirlər. Ona görə də burada bəndlərin vəziyyətlərini təyin etmək üçün yuxarıda göstərilən üsuldan istifadə edilir. Sürgüqolu AB və yelləngəc O3B-in vəziyyətlərini qurmaq üçün A nöqtəsi üçün çevrəni bir neçə bərabər hissəyə bölək, məsələn, 12 –yə. Sonra B nöqtəsinin trayektoriyasını çəkək, yəni mərkəzi O3 nöqtəsində olmaqla O3B radiuslu çevrə çəkək. Ardıcıl olaraq A12, A1, A2 və s. nöqtələrindən sürgüqolu AB –in uzunluğuna bərabər olan parça ilə B nöqtəsinin trayektoriyasında qeydlər edək. Nəticədə B nöqtəsinin ardıcıl vəziyyətləri olan 12, 1, 2 və s. nöqtələrini alırıq. Alınan nöqtələr A nöqtəsinin A12, A1, A2 və s. vəziyyətlərinə uyğundur. A və B nöqtələrinin uyğun vəziyyətlərinin nöqtələrini birləşdirərək sürgüqolunun uyğun vəziyyətlərini tapmış olarıq. B nöqtəsinin isə vəziyyətlərini O3 –lə birləşdirib yelləngəcin vəziyyətlərini tapmış olarıq.

Əgər bəndlərin birində hər hansı nöqtənin vəziyyəti verilibsə, məsələn, sürgüqolunda C nöqtəsinin, onda onun vəziyyətləri sadə həndəsi qurmalarla bəndlərin qurulmuş vəziyyətlərinin üzərində tapılır. C nöqtəsinin tapılmış vəziyyətlərini ardıcıl birləşdirsək, onda onun hərəkət trayektoriyasını tapmış olarıq (şəkil 19).

2.4. Qrafiki kinematik tədqiqat

Bu üsulun üstünlüyü onun əyaniliyində və sadəliyindədir. Đrəliləmə - geriləmə hərəkəti edən bəndlərin kinematik analizi üçün çox əlverişlidir. Mənfi cəhəti – yüksək dəqiqliyin olmamasıdır. Dəqiqlik qrafiki qurmaların dəqiqliyindən asılıdır. Kinematik analizin ardıcıllığı:

102

1. Đxtiyarı götürülmüş uzunluq miqyasında mexanizmin bir neçə (adətən 12 və daha çox) planı qurulur (bir yerdə); 2. Sonra tədqiq olunan nöqtənin və ya bəndin yerdəyişmə qrafiki qurulur. Bu zaman mexanizmin planlarından və onların üzərində olan və tədqiq olunan nöqtə və ya bəndlərin ardıcıl vəziyyətlərindən istifadə edilir. 3. Yerdəyişmə qrafikinin qrafiki diferensiallaşdırması üsulu ilə tədqiq olunan nöqtənin sürət qrafiki qurulur. 4. Sürətlər qrafikinin qrafiki diferensiallaşdırması ilə təcillər qrafiki qurulur. Qrafiki diferensiallaşdırmanı xorda və toxunan üsulları ilə aparmaq olar. Daha yüksək dəqiqlik əldə etmək üçün eyni vaxtda hər iki üsullardan istifadə etmək əlverişlidir.

Məsələ. Çarxqolu – sürgüqolu mexanizmi verilib. Çarxqolunun uzunluğu – LOA, sürgüqolunun – LAB-dir. Çarxqolunun bucaq sürəti ω 1 = const. Sürgüqolunun müxtəlif vəziyyətləri üçün sürüngəcin sürət və təcilinin təyin olunması tələb olunur.

Həlli. Uzunluq miqyası seçirik - KL = LOA / AO (m /mm), burada AO, mm-lə, LOA uzunluğunda olan çarxqolunu çertyojda

təsvir edən düz xətt parçasının uzunluğudur. O ixtiyari götürülür bu şərtlə ki, mexanizmin planı çertyojda ona ayrılan yerə yerləşsin və miqyas əmsalı məsləhət bilinən sıradan götürülsün.

Mexanizmin planında təsvir edəcəyimiz sürgüqolunun uzunluğunu hesablayırıq AB = LAB / KL, mm (şək.2.20). Sürət və təcil qrafiklərini qurmaq üçün qütb məsafələri hv və ha seçilir. Burada hv – sürət qrafiki qurulduqda qütb məsafəsidir. O ixtiyari uzunluqda götürülə bilər. hv ≈30...40 mm götürmək məsləhət bilinir. ha – təcil qrafiki qurulduqda qütb məsafəsidir, onu da ha ≈ 30...40 mm götürmək məsləhətdir.

Zaman, sürət və təcil miqyasları düsturlar vasitəsilə hesablanır. Bu düsturların çıxarışı aşağıda göstərilib.

103

Şəkil 20.

104

Zaman miqyası aşağıdakı düsturla tapıla bilər: Kt = T / Lx ,

burada: T – çarxqolu bir dövrə sərf etdiyi vaxtdır , s; Lx – yerdəyişmə qrafikində 1 və 1 nöqtələri arasında düz xətt parçasının uzunluğudur, mm.

T – ni aşağıdakı düsturla təyin etmək olar: T = 2π /ω 1 , və ya T = 60 / n1 , s,

burada : ω 1 – çarxqolunun bucaq sürətidir, 1/s ; n1 – çarxqolunun fırlanma tezliyidir, (dövr /dəq) . Onda zaman miqyası

Kt = 2π / ω 1Lx , s / mm . Sürət miqyası o şərtdən tapılır ki, tədqiq olunan nöqtənin sürəti

yerdəyişmə S –in zamana görə törəməsidir:

v = i

T

S

TT

SS

TT

SS tgK

K

dXK

dYK

KXd

KYd

dt

dsα===

)(

)( .

Burada fərz edilir ki, yerdəyişmə miqyası KS və zaman miqyası Kt sabit kəmiyyətlərdir.

tgα i = V

V

h

Y olduğundan, v = VV

Vt

VSi

t

S YKhK

YKtg

K

K==α

,buradan

KV =Vt

S

hK

K ,

mm

sm / .

Təcil miqyası sürət miqyası kimi çıxarılır, aşağıdakı düsturla hesablanır:

Ka = at

V

hK

K ,

mm

sm 2/ .

B nöqtəsinin hər – hansısa vəziyyətinin sürət və ya təcilini təyin etmək üçün uyğun qrafikin ordinatlarının uzunluğunu müvafiq olaraq Kv və ya Ka miqyasına vurmaq lazımdır.

105

2.5. Kinematik analizin qrafoanalitik üsulu

Bu üsula, başqa cür, sürət və təcillər planı üsulu deyilir. Burada bir sürət və təcil planı vasitəsilə mexanizmin nöqtələr çoxluğunun sürət və təcilinin (qiymət və istiqamətcə) təyin edilə bilməsindən qrafiki üsula nisbətən daha az əmək sərf olunur.

Qrafiki üsula nisbətən mənfi cəhəti ondan ibarətdir ki, sürət və təcili mexanizmin bir neçə vəziyyəti üçün təyin etmək lazım gəldikdə onda həmin vəziyyətlər üçün sürət və təcil planları da qurulmalıdır.

2.5.1. Dördoynaqlı mexanizmin sürət və təcil planları

Belə məsələ həll edildikdə aparan bənd 1-in (çarxqolu) bucaq sürəti ω 1, bəndlərin uzunluqları və hərəkətsiz nöqtələrin (dayaqların) koordinatları verilmiş olur.

Məsələnin həllinin ardıcıllığı: 1. Qəbul olunmuş uzunluq miqyası ilə mexanizmin planı qurulur

(şəkil 21)

KL = AO

LOA , m/mm

burada LOA - çarxqolunun uzunluğudur, m; AO – mexanizmin planında çarxqolunu təsvir edən düz xətt parçasının uzunluğudur, mm

Mexanizmin planını qurmaq üçün digər bəndlərin uzunluqları və hərəkətsiz nöqtələrin koordinatları uzunluq miqyası KL –lə düz xətt parçalarına çevrilirlər:

AB = LAB / KL , mm, BC = LBC / KL , mm,

OC = LOC / KL , mm . 2. Mexanizmin bəndlərinə məxsus olan nöqtələrinin xətti

sürətlərinin vektor tənlikləri tərtib edilir. 2-ci bənd üçün (sürgüqolu) vektor tənliyi

VB = VA + VBA , (6) burada VA = VAO - A nöqtəsinin sürətidir. Onun qiyməti A

nöqtəsinin fırlanma mərkəzi olan O – ya nisbətən sürətinə bərabərdir;

106

VBA – sürgüqolunun B nöqtəsinin A nöqtəsinə nisbətən nisbi sürətidir. Onun istiqaməti mexanizmin planının AB parçasına perpendikulyardır.

3-cü bənd üçün (yelləngəc) vektorial tənlik VB = VC + VB (7)

C nöqtəsi (yelləngəc 3-ün fırlanma oxu) hərəkətsiz olduğundan ,onun sürəti sıfıra bərabər olur (VC = 0), B nöqtəsinin C nöqtəsinə nisbətən nisbi sürətinin vektorunun (VBC) istiqaməti mexanizmin planının BC parçasına perpendikulyar olur.

3. Mexanizmin sürətlər planı qurulur. Sürətlər planı qəbul edilmiş miqyasda (6) və (7) vektor tənliklərinin qrafiki təsviridir.

2.5.1.1. Mexanizmin sürətlər planı və onun xassələri

Sürətlər planını mexanizmin planının yanında qurmaq əlverişlidir (şəkil 21) .Əvvəlcə çarxqolunun A nöqtəsinin sürəti hesablanır:

OAA L1ωυ = , m / s

Sonra aşağıdakı ifadə ilə sürətlər planının miqyası seçilir

aPK

V

AV

ν= ,

mm

sm / ,

burada Aν - A nöqtəsinin sürətidir , m / s; PVa – qurulacaq

sürətlər planı üzərində Aν sürətini təsvir edən düz xətt parçasıdır. O

ixtiyarı uzunluqda , mm –lə götürülür. Ancaq burada nəzərə alınmalıdır : birinci - sürətlər planına çertyojda ayrılmış yer kifayət etməlidir; ikinci – KV - nin ədədi qiyməti hesablamalar üçün əlverişli olmalıdır (yuvarlaq olmalıdır).

Bundan sonra mexanizmin sürətlər planını qurmağa başlamaq olar. Qurmanın ardıcıllığı vektor tənlikləri (6) və (7)–in yazılması ardıcıllığı üzrə olmalıdır.

Əvvəlcə mexanizmin planının yanında bir qütb nöqtəsi (PV) götürülür. Sonra həmin nöqtədən OA xəttinə perpendikulyar Aν

sürətinin vektoru çəkilir. Onun uzunluğu PVa–ya bərabərdir. Sonra a

107

nöqtəsindən mexanizmin planındakı AB–yə perpendikulyar, PV qütbindən isə BC–yə perpendikulyar xətlər çəkilir. Bu xətlərin kəsişməsi b nöqtəsini verir. (6) və (7) vektor tənliklərinə əsasən çəkilmiş sürətlər planının üzərində VB və VBA vektorların istiqamətləri (oxlar) çəkilir.

Sürgüqoluna məxsus olan K nöqtəsinin sürətini təyin edək. Bu nöqtə üçün sürətlərin aşağıdakı vektor tənliklərini yazmaq olar:

VK = VA + VKA , VK = VB + VKB ,

burada VKA sürətinin vektoru mexanizmin planının AK parçasına ,vektor VKB isə -KB parçasına perpendikulyardır. Bu vektor tənliklərini qurmaqla sürətlər planında K nöqtəsini alırıq. Belə ki, sürətlər planının a nöqtəsindən mexanizmin planının AK parçasına, b nöqtəsindən isə BK parçasına perpendikulyar xətlər çəkirik. K nöqtəsinin sürətini aşağıdakı düsturla təyin etmək olar

VK = (PVk) KV , burada PVk –sürətlər planında VK vektorunun uzunluğudur.

Planlardan görünür ki, sürətlər planının və mexanizmin planının üçbucaqları oxşardırlar

abk∆ ~ ∆ABK Bu ondan irəli gəlir ki, onların tərəfləri bir – birinə

perpendikulyardırlar. Bu xassədən istifadə edərək mexanizmin istənilən bəndinin ,istənilən nöqtəsinin sürətini təyin etmək olar. Buradan aşağıdakı oxşarlıq teoremi irəli gəlir: sürətlər planında nisbi sürətləri əks etdirən düz xətt parçaları mexanizmin planındakı müvafiq bəndin fiquruna oxşar fiqur yaradır. Bu fiqurların tərəfləri qarşılıqlı perpendikulyardırlar.

Sürgüqolu 2 və yelləngəc 3 –ün bucaq sürətləri aşağıdakı kimi hesablanır:

AB

V

AB

BA

L

Kab

L

)(2 ==

νω , s – 1 ,

BC

V

BC

BA

L

bP

L

)(3 ==

νω , s – 1

108

Bucaq sürətlərinin istiqamətləri VBA və VBC vektorlarının istiqamətləri ilə müəyyənləşir. Bunun üçün şərti olaraq VBA vektorunu mexanizmin planın B nöqtəsinə köçürülür. Bu zaman, VBA sürgüqolunu A nöqtəsinə nəzərən hansı istiqamətə döndərirsə, deməli 2ω -də həmin istiqamətə yönəlmiş olur.

Eyni ilə VBA yelləngəci C nöqtəsinə nəzərən hansı istiqamətə döndərirsə, 3ω -də istiqaməti elə olur.

2.5.1.2. Mexanizmin təcillər planı və onun xassələri

Təcillər planının qurulmasının ardıcıllığı sürətlər planı ilə eynidir. Çarxqolunun bucaq sürətini sabit götürək ( const=1ω .Real

mexanizmlərdə, adətən, belə də olur). Birinci bənd (çarxqolu) üçün vektor tənliyini yazaq:

aA = aAO = anAO + at

AO , burada A nöqtəsinin O nöqtəsinə nəzərən təcilinin normal

toplananı aşağıdakı düsturla hesablanır:

anAO = OAL2

1ω

anAO vektoru mexanizmin planının AO parçasına paralel olur.

Təcilin tangensial toplananı atAO aşağıdakı kimi hesablanır:

atAO = OAL1ε

Bizim misalda const=1ω olduğundan, 01 =ε , onda atAO = 0

Đkinci bənd (sürgüqolu) üçün təcilin vektor tənliyi aB = aA + an

BA + atBA , (8)

burada B nöqtəsinin A nöqtəsinə nəzərən təcilinin normal toplananı

anBA = ABL2

2ω

anBA vektoru AB parçasına paraleldir və B-dən A-ya

yönəlir, tangensial toplanan atBA isə AB-yə perpendikulyar olur.

Üçüncü bənd (yelləngəc) üçün təcillərin vektor tənliyi: aB = aC + an

BC + atBC , (9)

109

burada C nöqtəsinin təcili aC = 0 ; C nöqtəsinə nəzərən B

nöqtəsinin təcilinin normal toplananı anBC = BCL2

3ω .

anBC vektoru mexanizmin planının BC parçasına paralel olaraq,

B –dən C –yə yönəlir, atBC vektoru isə BC –yə perpendikulyardır.

Təcillər planının miqyasını seçirik:

Şəkil 21.

Ka = anAO /( Pa a

ı) , mm

sm 2/ ,

110

burada Pa aı – təcillər planında anAO təcilini təsvir edən düz xətt

parçasının uzunluğudur. Uzunluq ixtiyarı götürülür bu hesabla ki, təcillər planı üçün çertyojda ayrılan yer kifayət etsin və Ka –nın ədədi qiyməti hesablamalar üçün əlverişli olsun (yuvarlaq olsun).

Sonra vektor tənliklərindən istifadə edərək təcillər planı qurulur (şəkil 21). Đxtiyarı götürülmüş Pa qütbindən mexanizmin planının OA parçasına paralel an

AO təcil vektoru çəkilir. Onun uzunluğu Pa aı

, Ka miqyası hesablananda ixtiyarı götürülmüşdür. Bu vektorun ucundan (aı nöqtəsi) aı n2 uzunluğunda mexanizmin planının AB parçasına paralel an

BA təcil vektoru çəkilir, istiqaməti isə B nöqtəsindən A –ya yönəlir. n2 nöqtəsindən an

BA -ə perpendikulyar düz xətt çəkilir. Sonra Pa qütbündən Pa n3 uzunluğunda an

BC təcilinin vektoru çəkilir. Ona perpendikulyar, n3 nöqtəsindən n2 –dən AB –yə perpendikulyar çəkilmiş xətlə kəsişənə qədər düz xətt çəkilir. Kəsişmə nöqtəsi bı –lə işarələnir və qütb Pa –ilə birləşdirildikdə Pab

ı parçası təşkil edir .Bu parça B nöqtəsinin tam təcilini təsvir edir.

Təcillər planından istifadə edərək təcili təyin etmək olar aB = (Pa b

ı)Ka , aBA = (aıbı)Ka Burada nisbi təcil aBA = an

BA + atBA (10)

onun toplananları bərabərdir: anBA = ABL2

2ω və atBA = ABL2ε bu

ifadələri (10) -a yazaq və nəzərə alaq ki, aBA, katetləri anBA və at

BA olan üçbucağın hipotenuzudur, alırıq:

aBA = 22

42

22

222

22 )()()()( εωεω +=+=+ ABABABtBA

nBA LLLaa

burada 2ω və 2ε müvafiq olaraq 2-ci bəndin (sürgüqolu) bucaq

sürəti və təcilidir. Onlar qütbün (Pa) seçilməsinin yerindən asılı deyil. Qeyd edək ki, verilmiş təcillər planı üçün KL / Ka = const. Ona

görə də istənilən nöqtə üçün (məsələn, sürgüqoluna məxsus olan K nöqtəsi) yaza bilərik

BK

kb

AK

ka

AB

ba ıııııı

== .

Bundan istifadə edərək, aşağıdakı oxşarlıq teoremini ifadə etmək olar: təcillər planındakı tam nisbi təcillər parçaları mexanizmin planındakı müvafiq bəndin fiquruna oxşar fiqur yaradır.

111

Şəkil 22. K nöqtəsinin təcilini aşağıdakı düsturla təyin etmək olar:

ak = (Pa kı) Ka

Sürgüqolunun bəndlərinin bucaq təcili:

BA

aı

BA

tBA

L

Kbn

L

a )( 22 ==ε , s -1 ,

112

onun istiqaməti tBAa -lə müəyyənləşir.

Yelləngəcin bəndlərinin bucaq təcili:

BC

a

BC

tBC

L

Kbn

L

a )( 33 ==ε , s -1 ,

istiqaməti - atBC üzrə.

Şəkil 22-də izahatsız çarxqolu-sürgüqolu mexanizmin, sürət və təcillər planının qurulması göstərilmişdir.

2.6. Analitik kinematik analiz anlayışı.

Yuxarıda deyildiyi kimi, kinematik analizin istər qrafiki (diaqramlar üsulu), istərsə də qrafoanalitik üsulların (sürətlər və təcillər planı üsulu) aşağıdakı mənfi cəhətləri vardır : dəqiqliyi

,qrafiki qurmaların dəqiqliyindən asılı olduğundan, aşağı olur və bu üsullara daha çox əmək sərf olunur. Belə ki, qrafiki üsuldan istifadə etdikdə mexanizmin hər tədqiq olunan nöqtəsi üçün yerdəyişmə, sürətlər və təcillər diaqramları qurulmalı, qrafoanalitik üsuldan isə istifadə etdikdə bir neçə sürətlər və təcillər planları qurulmalıdır ki, bizi maraqlandıran nöqtələrin sürət və təcilinin dəyişməsi dinamikası təyin olunsun (yəni planlar mexanizmin bir neçə vəziyyətləri üçün qurulmalıdır).

Analitik üsulda belə çatışmamazlıqlar yoxdur. Ancaq bu üsulda kifayət qədər mürəkkəb analitik ifadələrin tərtib edilməsi və sonradan da onların kompüter texnikası və texnologiyalarından istifadə edərək həll edilməsi tələb olunur. Analitik tədqiqatın özü də bir neçə üsullara bölünür: 1. Qapalı vektorlar konturu üsulu (Zinovyev üsulu). Bu üsuldan texnikada istifadə edilən bütün lingli mexanizmlər üçün istifadə etmək əlverişlidir.

113

2. Koordinatların çevrilməsi üsulu (Moroşkin üsulu) .Bu üsuldan sənaye robotları tipli çoxbəndli mexanizmlərin tətbiqi üçün istifadə etmək məqsədə uyğundur.

114

III-Fəsil. MAŞIN VƏ MEXANĐZMLƏRĐN

DĐNAMĐKASI VƏ SĐNTEZĐ ANLAYIŞI

3.1 Dinamikanın əsas məsələləri

Mexanizmin kinematik analizini öyrəndikdə həmişə nəzərə almışıq ki, aparan bəndin hərəkət qanunu verilib və həmin qanundan asılı olaraq aparılan bəndlər tamamilə müəyyən olunmuş hərəkət qanunları ilə hərəkət edirlər. Bu zaman biz bəndlərə təsir edən qüvvələrə və hərəkət vaxtı yaranan qüvvələrə baxmamışıq. Beləliklə, kinematik analiz vaxtı mexanizmlərin hərəkətinin tədqiqi yalnız onların strukturu (tərkibi) və bəndlərin ölçülərinin həndəsi asılılıqları nəzərə alınmaqla aparılıb.

Mexanizmin dinamik analizinin öz məqsədləri var və bunlar aşağıdakıdırlar:

1. Xarici qüvvələrin, bəndlərin çəki qüvvələrinin, sürtünmə qüvvələrinin və ətalət qüvvələrinin mexanizmin bəndlərinə, onun elementlərinə, kinematik cütlərə və dayaqlara təsirinin öyrənilməsi və hərəkət vaxtı yaranan dinamik yüklərin azaldılması üsullarının təyin olunması.

2. Verilmiş qüvvələr təsirindən mexanizmin hərəkət rejiminin öyrənilməsi və verilmiş hərəkət rejimlərini təmin edən üsulların təyin edilməsi.

Birinci məsələyə mexanizmlərin qüvvə analizi, ikinciyə isə - mexanizmlərin dinamikası deyilir.

Mexanizmlərin dinamikasının birinci məsələsinin məqsədi mexanizmin bəndlərinə təsir edən xarici məchul qüvvələrin və mexanizmin hərəkəti vaxtı onun kinematik cütlərində yaranan reaksiyaların təyin edilməsidir.

Xarici qüvvələr sırasına aiddir: daxili yanma mühərrikinin, buxar mühərrikinin, kompressorun çarxqolu-sürgüqolu mexanizmlərinin sürüngəcinə işçi qarışığının (qaz və ya maye) təzyiqi; işçi mexanizmin valına elektrik mühərriki tərəfindən tətbiq olunmuş burucu moment və s. Bəzi qüvvələr mexanizm hərəkət etdikdə yaranır. Belə qüvvələrə aiddir: hərəkət vaxtı yaranan sürtünmə qüvvələri, mühitin müqavimət

115

qüvvələri və s. Bəzi qüvvələr hərəkət vaxtı bəndlərin inersiyası nəticəsində yaranır, məsələn, kinematik cütlərdəki dinamik reaksiyalar və s.

Əgər mexanizmin bəndlərinə təsir edən xarici qüvvələr və bütün bəndlərin hərəkət qanunları məlumdursa, onda mexanikanın üsullarından istifadə edərək, mexanizm hərəkət etdikdə, sürtünmə qüvvələrini, kinematik cütlərdə yaranan reaksiya qüvvələrini, mühitin müqavimət qüvvələrini, bəndlərin ətalət qüvvələrini və s. qüvvələri təyin və bununla da mexanizmin qüvvə hesabatını aparmaq olar.

Bunlardan başqa, dinamikanın birinci məsələsinə ətalət qüvvələrindən mexanizmin dayaqlarında yaranan əlavə dinamik yüklərin bəndlərin müvafiq kütlələrinin seçilməsi ilə ləğv edilməsi məsələləri də aiddir. Bu məsələyə mexanizmin kütlələrinin tarazlaşdırılması nəzəriyyəsi deyilir.

Đkinci məsələnin məqsədi maşına nəzərdə tutulan hərəkəti vermək üçün tələb olunan gücün təyin edilməsidir.

Fənnin proqramına uyğun olaraq, biz yalnız dinamikanın birinci məsələsinə baxacağıq.

3.2 Mexanizmin qüvvə hesabatı , onun vəzifələri və məzmunu

Kinematik cütlərin elementlərini və bəndləri möhkəmliyə

hesablamaq və onların konstruktiv ölçülərini tapmaq üçün əvvəlcə mexanizmin hərəkəti zamanı onun bəndlərinə təsir edən qüvvələri təyin edirlər. Bu prosesə qüvvə hesabatı deyilir.

Qüvvə hesabatının vəzifələri aşağıdakıdırlar: 1. Müəyyən qüvvələr sistemi təsiri altında olan mexanizmin

müvazinətdə olub – olmamasını təyin etmək. 2. Tətbiq nöqtəsini və təsir xəttini verməklə mexanizmə təsir edən

qüvvələr sistemini müvazinətləşdirəcək qüvvənin təyin edilməsi. 3. Ayrı-ayrı bəndlərə və mexanizmin hər bir oynağına təsir edən

qüvvələri təyin etmək.

116

Mexanizmlərin qüvvə hesabatı müxtəlif yollarla aparıla bilər. Ancaq ən geniş yayılmış üsul bərk cisimlərin adi müvazinət tənliklərindən istifadə etməkdir. Bu üsulun mahiyyəti ondan ibarətdir ki, dinamika məsələlərinin həllində Dalamber formasında müvazinət tənliyindən istifadə edilir. Həmin prinsipə əsasən, əgər mexanizmin bəndinə təsir edən bütün xarici qüvvələrə ətalət qüvvələri də əlavə etsək, onda bütün bu qüvvələr təsirindən bəndi şərti olaraq müvazinətdə hesab etmək olar. Beləliklə, mexanizmin hesabatında Dalamber prinsipindən istifadə etdikdə xarici qüvvələrdən başqa ətalət qüvvələrinə də baxılır, bu qüvvələrin qiyməti ayrı-ayrı maddi nöqtələrin kütlələrinin onların təcilinə olan hasilinə bərabərdir. Đstiqamətləri isə - baxılan nöqtələrin təcilinə əksdir. Alınmış qüvvələr sistemi üçün müvazinət tənliklərini tərtib edib həll etsək, mexanizmin hərəkəti vaxtı onun bəndlərinə təsir edən qüvvələri təyin etmiş oluruq.

Dinamik müvazinət tənlikləri vasitəsilə ətalət qüvvələrindən istifadə edərək mexanizmin qüvvə hesabatına mexanizmin kinetostatika hesabatı deyilir. Yada salaq ki, statik hesabatlarda bəndlərin ətalət qüvvələri nəzərə alınmır.

3.3. Maşın və mexanizmlərə təsir edən qüvvə və momentlər və onların təyini

Đş vaxtı maşın və mexanizmlərə aşağıdakı qüvvə və momentlər tətbiq olunurlar: 1. Hərəkətetdirici qüvvələr və ya onların momentləri. 2. Faydalı müqavimət qüvvələri və onların momentləri. 3. Zərərli müqavimət qüvvələri və onların momentləri. 4. Bəndlərin çəki qüvvələri və ya qüvvələr momentləri. 5. Ətalət qüvvələri və momentləri.

3.3.1. Hərəkətetdirici qüvvə və ya onların momentləri

117

Hərəkətetdirici qüvvələr Fh və ya onların momentləri Mh güc mənbəyi olan mühərrik tərəfindən giriş bəndə tətbiq olunurlar. Mühərrik kimi daxili yanma mühərriki, elektrik, pnevmatik, hidravlik və s. istifadə olunurlar. Maşının qərarlaşmış hərəkətində hərəkətetdirici qüvvələrin işi başqa qüvvələrin işinin cəminə bərabər olur. Maşın işə salındıqda, hərəkətetdirici qüvvə Fh -ın və ya onların momentləri Mh –ın işi, digər qüvvə və momentlərin işindən artıq olmalıdır. Bu artım bəndlərin kinetik enerjisinin artımına və xarici və daxili sürtünmə qüvvələrini dəf etmək üçün işlənilir. Mexanizmlərdə, aparan bəndin hərəkətinə müsbət təcil verən qüvvələrə hərəkətetdirici qüvvələr deyilir. Digər sözlə, mexanizmin bəndlərinə tətbiq olduqda müsbət iş yaradan qüvvələrə hərəkətetdirici qüvvələr deyilir. Hərəkətetdirici qüvvə və ya onların momentlərinin qiyməti aparan bəndə qoşulan mühərrikdən asılıdır ,nəzəri və təcrübə yolu ilə təyin oluna bilər.

3.3.2. Faydalı müqavimət qüvvələri və onların momentləri

Faydalı müqavimət qüvvələri Ffm və onların momentləri Mfm istehsalat prosesləri həyata keçdikdə yaranırlar. Belə qüvvələr kimi, məsələn, aşağıdakıları göstərmək olar: yükqaldırıcı maşınlarda yükləri qaldırdıqda – yüklərin ağırlıq qüvvələri; dəyirmanlarda materiallar xırdalandıqda – xırdalanmağa müqavimət göstərən qüvvələr və b. Faydalı müqavimət qüvvələri, adətən, maşın və mexanizmlərin çıxış bəndlərinə təsir edirlər. Çünki həmin bəndlərə texnoloji prosesi icra etmək üçün maşınların işçi orqanları bərkidilir. Faydalı müqavimət qüvvələrini və onların momentlərini texnoloji proses zamanı maşının işçi orqanının tədqiqi ilə təyin etmək olar. Onların qiymətləri maşın tərəfindən aparılan texnoloji prosesdən asılıdır.

118

3.3.3. Zərərli müqavimət qüvvələri və onların momentləri

Zərərli müqavimət qüvvələrinə Fzm və onların momentlərinə Mzm, adətən aiddir xarici və daxili sürtünmə qüvvələri. Bunları iki qrupa bölmək olar : sürüşməyə və diyirlənməyə müqavimət qüvvələri. Bərk cisimlərin sürtünmə qüvvəsi (Ff) Kulon qanunu ilə təyin olunur. Onda yaza bilərik:

Fzm = Ff = f N, Burada: f – sürtünən materialın sürtünmə əmsalıdır; N – normal təzyiqdir.

Şəkil 23

Xarici F qüvvəsi təsirindən hər hansısa silindr, çarx, diyircək və s. hərəkətə gəldikdə (şəkil 23), hərəkətə əks istiqamətə yönələn diyirlənmə sürtünməsi momenti yaranır ki, bu da zərərli müqavimət olub, aşağıdakı kimi hesablanır:

MDS = Q a , burada: a –diyirlənmə sürtünməsinin qoludur; Q – diyirlənən

elementə təsir edən yükdür (bizim halda şaqulidir). Diyirlənmə sürtünməsinin mahiyyətini göstərmək üçün fərz edək ki, silindrin O nöqtəsinə tətbiq olunmuş F qüvvəsi təsirindən, silindr sürüşmədən

119

müstəvi üzərində bərabər sürətlə diyirlənir (şəkil 23). Silindrin bərabərsürətli diyirlənməsi (F, Ff) cüt qüvvələri təsirindən olur. Burada Ff - c nöqtəsinə tətbiq olunmuş sürüşmə sürtünməsi qüvvəsidir.

O, qiymətcə F -ə bərabərdir. Ff qüvvəsi sükunətdəki sürtünmə qüvvəsidir. Ff ≤ Q f0 ,burada f0 sükunətdəki sürtünmə əmsalıdır. Başqa cür ona – silindrin müstəvi ilə sürtünmə əmsalı deyilir. Silindri müstəvi üzərində diyirləndirən cüt qüvvənin momenti

M = F r , burada r – silindrin radiusudur. Silindr bərabərsürətli diyirləndikdə bu M momenti qiymətcə diyirlənmə sürtünməsi momentinə bərabər olur:

F r = MDS = Q a ,

buradan: F = Qr

a

3.3.4. Çəki qüvvələri və ya qüvvələr momentləri.

Çəki qüvvələri (Fç) və ya momentləri (Mç) bəndin vəziyyətindən və onun fırlanma istiqamətindən (n) asılı olaraq hərəkətə köməklik (şəkil 24, a) və ya maneçilik edə bilər (şəkil 24, b).

Şəkil 24.

120

Çəki qüvvəsi aşağıdakı ifadə ilə təyin olunur: Fç = m g (N), burada: m – bəndin kütləsidir , kq ; g – qravitasiya təcilidir , m / s2 .

Çəki qüvvə və momentləri ,adətən, iti sürətli, ağır çəkili bəndlərin hesabatında nəzərə alınır.

3.3.5. Ətalət qüvvələri və momentləri

Nəzəri mexanikadan məlumdur ki, ümumi halda, yastı – paralel hərəkət edən və simmetriya müstəvisi hərəkət müstəvisinə paralel olan hər hansısa AB bəndinin (şəkil 25, a) bütün ətalət qüvvələri, bəndin ağırlıq mərkəzi olan s nöqtəsinə tətbiq olunmuş FƏ ətalət qüvvəsinə və momenti MƏ olan ətalət qüvvələri cütünə gətirilə bilər. Burada FƏ aşağıdakı düsturla təyin olunur

FƏ = - m aS (11) burada: FƏ – AB bəndinin ətalət qüvvəsinin vektorudur;

Şəkil 25.

121

m – bəndin kütləsidir (kq) ; aS – bəndin ağırlıq mərkəzinin tam təcilidir (m / s2) (11) düsturundan görünür ki, ətalət qüvvəsinin ölçü vahidi - kq

2s

m-dır, yəni, nyutonla ölçülür.

Mexanizmlərdə ağırlıq mərkəzinin tam təcilini təcillər planından götürmək əlverişlidir.

Ətalət qüvvələri cütünün momenti MƏ bucaq təcilinin əksinə yönəlir və aşağıdakı düsturla tapıla bilər

MƏ = - JS ε (12) Bu düsturda JS – kütlə mərkəzindən keçən və onun maddi

simmetriya müstəvisinə perpendikulyar olan oxa nisbətən bəndin kütlələrinin ətalət momentidir (kq m2). Başqa cür ona bəndin mərkəzi ətalət momenti deyilir. ε - bəndin bucaq təcilidir (s- 2).

(12) düsturundan görünür ki, ətalət momentinin ölçü vahidi - kq m2 / s2 -dir. Burada kq m / s2 - nyutondur, onda ətalət momentinin ölçü vahidi - (N m) olur.

Beləliklə, bəndin ətalət yükü s nöqtəsinə tətbiq olunmuş və (11) ifadəsi ilə təyin olunan bir ətalət qüvvəsindən (FƏ) və (12) ifadəsi ilə təyin olunan bir ətalət momenti (MƏ) – dən ibarətdir.

X Ü S U S Đ H A L L A R:

- bənd yalnız irəliləmə hərəkəti edir - bu halda bəndin ətalət yükü yalnız (11) düsturu ilə təyin olunan ətalət qüvvəsi FƏ – dən ibarət olur. Onun istiqaməti isə təcilin istiqamətinə əks olur (şəkil 25, b).

- bənd qeyri bərabərsürətli fırlanma hərəkəti edir – bu halda bəndin ətalət yükü (11) düsturu ilə təyin olunan ətalət qüvvəsindən və (12) ilə təyin olunan ətalət momentindən ibarət olur (şəkil 26, a). Bəndin kütlə mərkəzinin tam təcilinin modulu bu halda bərabərdir:

aS = 22 )()( tS

nS aa + = LAS

24 εω + (13)

burada: a nS = ASL2ω - normal təcil; a t

S = ASLε - toxunan təcildir.

122

Şəkil 26.

- bənd bərabərsürətli fırlanma hərəkəti edir - bu halda bucaq

təcili 0=ε olduğundan, toxunan təcil a 0=tS olur və tam

təcil normal təcilə bərabər olur a nSS a= . Burada

a ASnS L2ω= , onda bəndin ətalət yükü

FƏ = - m aS = - m a ASnS Lm 2ω−= (14)

olur, onun istiqaməti isə normal təcilə əks olur (şəkil 26,b). - bəndin kütlə mərkəzi s onun fırlanma oxu A ilə üst-üstə

düşür (şəkil 27, a) və bənd qeyri-bərabərsürətli fırlanma hərəkəti edir – bu halda ,kütlə mərkəzi fırlanma oxu ilə üst-üstə düşdüyündən, LAS = 0 olur. Nəticədə,

a 02 == ASnS Lω və a 0== AS

tS Lε olur ki, bununla da

bəndin tam təcili də sıfır olur aS = a +nS a 0=t

S . Buna görə

də FƏ = 0 olur. Nəticədə, bəndin ətalət yükü yalnız ətalət momentindən ibarət

olur və (12) ifadəsi ilə təyin olunur.

123

Şəkil 27.

- bəndin kütlə mərkəzi s onun fırlanma oxu A ilə üst-üstə düşür

və bənd bərabərsürətli fırlanma hərəkəti edir - bu halda, LAS = 0 olduğundan, aS = 0 olur və nəticə kimi FƏ = 0 olur. Bundan başqa, 0=ε olduğundan, MƏ = 0 olur. Nəticədə heç bir ətalət yükü olmur və bəndin hərəkəti tarazlaşmış olur (şəkil 27, b) .

3.4. Reaksiya qüvvələri. Kinematik zəncirlərin statik həll olunma şərtləri

Çoxbəndli yastı mexanizmlərin qüvvə hesabatını apardıqda

kinematik cütlərdəki reaksiya qüvvələrini təyin etmək üçün kinetostatik tədqiqatın üsul və ardıcıllığını müəyyənləşdirmək vacibdir. Buna görə də, mexanizmdən müəyyən bəndlər qrupunu ayırmaq və onların müvazinətinə baxmaq lazım gəlir.

Kinematika baxımından yastı olan mexanizm kinetostatika baxımından fəza mexanizminə çevrilə bilər. Həqiqətən, əgər bəndlərə tətbiq olunan xarici qüvvələr, ətalət qüvvələri və kinematik cütlərdə yaranan reaksiya qüvvələri mexanizm təsvir olunan müstəviyə paralel olan hər hansı müstəvidə yerləşmirlərsə, onda bu yastı mexanizmə nöqtəsi fəza mexanizmi kimi baxılmalıdır.

124

Mexanizm qüvvə baxımından da yalnız onda yastı sayıla bilər ki, ona təsir edən hər bir qüvvənin Fz proyeksiyası və x,y oxuna nisbətən momentləri sıfıra bərabər olsun .Əvvəllər deyildiyi kimi, yastı mexanizmlərdə bəndlər birləşdirilərək həm ibtidai kinematik cütlər (fırlanma və irəliləmə cütləri), həm də ali kinematik cütlər təşkil edə bilərlər.

Fırlanma cütündə yaranan reaksiya qüvvəsinin istiqamətinə baxaq (şəkil 28, a). Əvvəla qeyd edək ki, hər bir qüvvə üç elementi ilə müəyyən edilir: qiyməti, istiqaməti və tətbiq nöqtəsi. V-sinif fırlanma cütündə silindrik səthə olan təzyiq müəyyən qanun üzrə paylanır. Bu qanun səthlərin yeyilmə dərəcəsindən, materialların elastiklik xassələrindən, yağlanmadan və s. asılı olur. Sürtünmə qüvvəsini nəzərə almasaq, təzyiqlərin əvəzləyicisi R reaksiya qüvvəsi olub oynağın o mərkəzindən keçir. Bu reaksiyanın qiyməti və istiqaməti məchul olduğu üçün kinetostatik hesablama ilə təyin edilməlidir.

Şəkil 28.

V-sinif irəliləmə cütündə əvəzləyici reaksiya R cütün istiqamətvericilərinə perpendikulyar olur (şəkil 28, b).Yəni bu halda reaksiyanın istiqaməti məlum, qiymət və tətbiq nöqtəsi isə məchul olur.

Ali kinematik cütdə reaksiya toxunma nöqtəsində tətbiq edilir və ümumi N – N normalı üzrə istiqamətlənir (şəkil 28, c).Burada reaksiyanın yalnız qiyməti məlum deyil. Beləliklə gördük ki, reaksiya qüvvəsinin ibtidai cütdə iki, ali cütdə isə bir məchul elementi olur.

125

Đndi yastı kinematik zəncirin statik həll olunma şərtini çıxardaq. Yastı mexanizmin hər bir hərəkətli bəndi üçün üç müvazinət tənliyi, bütün hərəkətedən bəndlərin hamısı üçün isə 3 n qədər müvazinət tənliyi yazmaq olar. Đbtidai cütlərin hər birində ,yuxarıda göstərildiyi kimi, iki məchulu təyin etmək kifayətdir. Kinematik zəncir 3 n = 2 P5 şərtini ödəyirsə (statika tənliklərinin sayı tətbiq olunan qüvvələrin məchul komponentlərinin sayına bərabərdirsə) o, statik həll olunandır.

Əvvəllər göstərilmişdir ki, 3 n = 2 P5, yaxud n = 53

2P şərtini

struktur qruplar ödəyir. Deməli, bəndlərin struktur qrupları statik həll olunandır. Odur ki, kinetostatik hesablama üsulları müxtəlif struktur qruplarına tətbiq oluna biləcək şəkildə işlənib hazırlanmışdır. Lingli mexanizmi kinetostatik hesablamaq üçün onu əvvəlcə struktur qruplara ayırmaq lazımdır. Hesablamanı tərkibinə faydalı müqavimət qüvvələri ilə yüklənmiş bənd daxil olan qrupdan başlayır və aparan bənd istiqamətində, yəni mexanizmin kinematik hesablamasına əks istiqamətdə aparılır.

3.5. Reaksiya qüvvələrinin təyini

Đkinci sinif kinematik qrupun kinematik cütlərində yaranan reaksiya qüvvələrini təyin edək (şəkil 29). Qrup F2 , F3 qüvvələri və M2 , M3 momentləri ilə yüklənib (şəkil 29, a).Reaksiya qüvvələrini təyin etmək üçün B və D nöqtələrində hələ ki, məlum olmayan birinci bənd tərəfindən ikinciyə təsir edən F12 və dördüncü bənd tərəfindən üçüncüyə təsir edən F43 reaksiya qüvvələrini tətbiq edək (şəkil 29, b) və BCD qrupunun müvazinət tənliyini yazaq

F12 + F2 + F3 + F43 = 0 (15)

126

Şəkil 29.

127

Bu tənlikdə yalnız F2 və F3 qüvvələri qiymət, istiqamət və tətbiq nöqtələri ilə məlumdur. F12 və F43 reaksiya qüvvələrinin yalnız tətbiq nöqtələri məlumdur. Bu reaksiyaların qiymətlərini təyin etmək üçün onları iki toplanana ayıraq: birini bəndin oxu istiqamətində (ona n indeksi əlavə edək),digərini isə ona perpendikulyar yönəldək (ona t indeksi əlavə edək).Onda

F12 = F tn F1212 + , F43 = F tn F4343+ (16) tF12 və tF43 -nin qiymətlərini 2 və 3-cü bəndlər üçün ayrılıqda

yazılmış müvazinət tənliklərindən almaq olar. Qabaqca 2-ci bəndin müvazinətinə baxaq. Đkinci bənd aşağıdakı qüvvə və moment təsiri

altındadır (şəkil 30, a) : F2 ,F12 reaksiyanın F n12 və F t

12 toplananları

F32 reaksiyası və M2 momenti. Burada F32 üçüncü bənd tərəfindən ikinciyə təsir edən reaksiya qüvvəsidir. C nöqtəsinə nəzərən bütün

qüvvələrin momentləri tənliyini tərtib edək. F t12 qüvvəsinin işarəsi

məlum olmadığı üçün momentlər tənliyi tərtib etdikdə ona ixtiyari işarə verək. Bu qüvvənin qiyməti təyin edildikdən sonra işarəsi mənfi alınsa, onda onun qiymətini əks tərəfə çevirmək lazımdır. Momentlər tənliyi

Şəkil 30.

128

Mc(F2) + Mc(Ft12 ) + M2 = 0

Bu tənliyə F n12 və F32 qüvvələrinin momentləri daxil olmur,

çünki onların təsir xətti C nöqtəsindən keçir və ona görə də momentləri

Mc(Fn12 ) = 0 və Mc(F32) = 0

olur. Sonra, Mc(Ft12 ) = F t

12 LBC olduğundan tərtib edilmiş tənlik

aşağıdakı şəkilə düşür:

Mc(F2) + F t12 LBC + M2 = 0 .

Buradan da

F t12 = -

+

BCBC

c

L

M

L

FM 22 )( (17)

F t12 qüvvəsinin işarəsi (17) tənliyinin sağ tərəfinin işarəsi ilə

müəyyən olunur. Üçüncü bəndin müvazinət şərtindən alırıq (şəkil 30, b) :

Mc(F3) + Mc(F )43t + M3 = 0.

Burada F n43 və F 23 qüvvələrinin təsir xətti C nöqtəsindən

keçdiyindən, Mc(Fn43 ) = 0 və Mc(F 23 ) = 0. Nəzərə alsaq ki,

Mc(Ft43 ) = F t

43 LDC , F t43 üçün alırıq

Mc(F3) + F t43 LDC + M3 = 0

və buradan :

F

+−=

DCDC

ct

L

M

L

FM 3343

)( (18)

F t43 - in işarəsi (18)-ci tənliyin sağ tərəfinin işarəsilə müəyyən

olunur. (16) ifadələri ilə müəyyən edilmiş F12 və F43-ün qiymətlərini (15) tənliyinə yazsaq alırıq

F +n12 F +t

12 F2+F3+F +n43 F t

43 = 0 . (19)

Bu tənlikdə yalnız bəndlərin oxu üzrə yönələn F n12 və F n

43

toplananların qiymətləri məlum deyil. Onların qiymətlərini tapmaq

129

üçün qüvvələr planı qurulmalıdır. Bunun üçün ixtiyarı a nöqtəsindən seçilmiş KF miqyası ilə F2 və F3 qüvvələrini çəkirik.

Həmin miqyasla onlara F t12 və F t

43 qüvvələrini əlavə edirik

(qiymətləri (17) və (18) tənlikləri ilə tapılıb). Bu qüvvələr BC və CD bəndlərinin oxlarına perpendikulyardırlar. Sonra d nöqtəsindən BC-yə paralel və e nöqtəsindən DC-ə paralel xətlər çəkirik. Bu iki xəttin

kəsişmə nöqtəsi f, F n12 və F n

43 qüvvələrinin qiymətlərini müəyyən edir.

f və a nöqtələrini və c ilə f nöqtələrini birləşdirib F 12 və F 43

qüvvələrini təyin edirik. Đkinci bəndin üçüncü bəndə təsirindən yaranan F 23 reaksiya qüvvəsini təyin etmək üçün ,üçüncü bəndə təsir

edən qüvvələrin müvazinət tənliyini yazaq F43 + F3 + F23 = 0

Qiyməti və istiqaməti bilinməyən bu tənlikdəki yeganə qüvvə F23-dür. Onun qiyməti tənliyə görə qüvvə üçbucağının qurulması ilə tapıla bilər. Bunun üçün qüvvələr planının f və b nöqtələrini birləşdirmək kifayətdir. F32 –in qiyməti F23-ə bərabərdir, istiqaməti isə ona əksdir. F32-ni ikinci bəndin müvazinət tənliyindən də tapmaq olar : F12 + F2 + F32 = 0

3.6. Sintezin əsas məsələləri. Sintez üsulları

Maşın və mexanizmlər nəzəriyyəsində “sintez” termini altında mexanizmlərin layihələndirilməsi başa düşülür. Bunun üçün texnoloji proseslər və əməliyyatlardan irəli gələn mexanizmin çıxış bəndlərinin hərəkət funksiyalarını, faydalı müqavimətlərin dəyişməsi funksiyalarını, enerji mənbəyinin növünü və s. bilməklə texniki tapşırıq formalaşdırılır.

Sonra, ardıcıl olaraq aşağıdakı işlər görülür: - mexanizmin struktur – kinematik sxemi təyin olunur (buna

strukturun sintezi deyilir); - bəndlərin ölçülərinin və onların hərəkət parametrlərinin təyini

(kinematik sintez deyilir);

130

- bəndlərə təsir edən qüvvələr müəyyənləşdirilir və onların möhkəmlik hesabatı aparılır;

- hərəkətin dinamik parametrləri təyin olunur və bəndlərin konstruktiv ölçüləri dəqiqləşdirilir (dinamik sintez).

Mexanizmlər nəzəriyyəsində layihələndirmənin birinci mərhələsi olan tələb olunan hərəkət qanununu verə bilən mexanizmin struktur – kinematik sxeminin işlənilməsi üsullarına baxılır. Digər məsələlər başqa kurslarda öyrənilir. Odur ki, bundan sonra mexanizmlərin layihələndirilməsi dedikdə onların struktur – kinematik sxeminin layihələndirilməsi nəzərdə tutulacaq. Mexanizmlər nəzəriyyəsi kursunun mexanizmlərin struktur – kinematik sxemlərinin layihələndirilməsi bölməsinə mexanizmlərin sintezi deyilir.

Mexanizmin kinematik sxeminin sintezi ,ondan tələb olunan struktur, kinematik və dinamik şərtləri ödəyən bəzi sabit parametrlərin təyin olunmasından ibarətdir. Bu parametrlərdən birisi verilmiş, bəzisi isə təyin olunası ola bilər.

Ümumi halda, mexanizmin sintezi məsələsi çoxparametrli olur. Bəzi hallarda sintez olunan mexanizmin ödəyəsi şərtləri bir-birinə əks olur. Ona görə də məsələ elə həll olunmalıdır ki, tapılmış nəticə optimal olsun. Bunun üçün hal-hazırda çoxparametrik optimallaşdırma üsullarından istifadə olunur. Bu üsullara görə şərtlərdən biri əsas kimi götürülür, digərləri - əlavə kimi. Məsələn, dördoynaqlı lingli mexanizmi layihələndirdikdə, əsas şərtlər kimi aparılan bəndin tələb olunan hərəkətinin ödənilməsini, dayaqlarda dinamik təzyiqin minimum olmasını və s. qoymaq olar. Əlavə şərt kimi, mexanizmin qabarit ölçülərini yelləngəcin tam dönməsini və s. qoymaq olar.

Əsas şərt, adətən, hər hansı bir funksiya ilə ifadə olunur və onun ekstremumu sintez olunan mexanizmin tələb olunan parametrini müəyyən edir. Bu funksiyaya ,adətən, məqsədli funksiya deyilir.

Maşın və mexanizmlər nəzəriyyəsində aşağıdakı sintez üsullarından istifadə olunur : qrafiki, analitik, qrafoanalitik və eksperimental.

Qrafiki üsul ondan ibarətdir ki, mexanizm və onun parametrləri müəyyən uzunluq miqyası ilə çertyojda təsvir olunur. Burada əyani

131

şəkildə bəndlərin yerdəyişməsi görünür. Ancaq bu üsul böyük xətalar verdiyindən geniş istifadə olunmur.

Analitik üsullar çoxdur. Onlar müxtəlif riyazi üsul və metodlara söykənirlər. Analitik üsullar EHM və onların riyazi təminatı gücləndikcə - güclənirlər. Bu üsulun mənfi cəhəti ondan ibarətdir ki, əyanilik yoxdur. Buna baxmayaraq, ən geniş yayılmış üsuldur.

Qrafoanalitik üsul həm qrafiki, həm də analitik üsulların kombinasiyasından ibarətdir. Bu üsul hələ ki, çox inkişaf etməyib və analitik üsuldan daha az tətbiq sahəsinə malikdir.

Eksperimental üsulda natural maşın və ya mexanizm ,onların işlək model və maketlərinin hazırlanmasından və sonra onların mexanizmlərinin parametrlərini dəyişməklə tələb olunan şərtləri ödəyən variantların təyin olunmasından ibarətdir.

Sintezin iki parametri olur: giriş və çıxış. Sintezin giriş parametrlərinə, sintez məsələsi qoyulduqda verilən

parametrlər aiddir. Çıxış parametrləri - sintez məsələləri həll olunduqda alınan parametrlərdir.

Analitik sintez apararkən məsələnin qoyuluşuna və ümumi gedişinə bir misal üzərində baxaq.

Fərz edək ki, şəkil 31–də göstərilən ötürücü mexanizmi sintez etmək lazımdır. Belə ki, çıxış bəndi BC–in ψ bucağının üç diskret

vəziyyəti 21 ,ψψ və 3ψ -ə giriş bəndi OA-ın vəziyyətini göstərən ϕ

bucağının 21 ,ϕϕ və 3ϕ - qiymətləri uyğun gəlsin. Tələb olunur ki,

bəndlərin nisbi ölçüləri d /a, b/a və c / a elə seçilsinlər ki, ψ və ϕ

bucaqları arasındakı verilmiş asılılıq təmin olunsun ( 11 ϕψ → ;

22 ϕψ → və )33 ϕψ → .

Bu halda, sintezin giriş parametrləri kimi ii ϕψ , (i = 1 ,2, 3),

çıxış parametrləri kimi – d/a,b/a və c/a olur. Bu misalda, məqsədli funksiya aşağıdakı ifadə ilə verilə bilər

)()( ϕψϕψψ −=∆ M min→ (20)

132

Şəkil 31.

burada: )(ϕψ - icrası tələb olunan funksiya və ya verilən funksiyadır;

)(ϕψ M - mexanizm icra edə biləcək funksiyadır, baxılan misal

üçün ,()( ϕψϕψ =M d/a,b/a,c/a).

(20) ifadəsi onu göstərir ki, mexanizmin bəndlərinin nisbi ölçüləri d/a,b/a,c/a elə təyin olunmalıdırlar ki, mexanizm icra edən funksiyanın verilən funksiyaya nisbətən meyllənməsi minimal olsun.

133

GĐRĐŞ

Müəssisələrin əsas və köməkçi istehsalının maşınları, mexa-nizmləri, cihazları, avadanlıqları, alətləri və digər məmulatları detallardan hazırlanır.

Hər bir maşında detalların sayı yüzlərlə, minlərlə, iri maşınlarda isə milyonlarla sayılır. Maşınların təyinatının müxtəlif olmasına baxmayaraq onların detalları və düyümləri, əsasən, eyni olur. Bu müxtəlif birləşmələr (qaynaq, yiv, işgil, şlis və s.), ötürmələr (qayış, zəncir, friksion, dişli çarx və s.) və s.

Maşın hissələri və düyümlərinə qoyulan əsas tələbat iş görmə qabiliyyətidir. Bu mürəkkəb bir xassə olmaqla müəyyən şərtlərlə - kriterilərlə xarakterizə edilir: möhkəmlik, sərtlik, yeyilməyə davamlılıq və s.

Bölmənin məqsədi verilmiş iş şəraitindən asılı olaraq detalların, düyümlərin, ötürmələrin layihələndirilməsi metodlarının öyrədilməsindən ibarətdir. Eyni zamanda detalların materiallarının, onların forma və ölçülərinin, dəqiqliyinin, təmizliyinin rasional seçilməsinə də bölmədə yer verilmişdir.

Texniki yaradıcılıq haqqında məlumat

Hələ bizdən çox-çox uzaq vaxtlardan bəri insanların həyatı elə qurulmuşdur ki, onlar məşğuliyyətlərindən asılı olmayaraq (ov, oddan istifadə, müxtəlif materialların emalı, əkinçilik, ev heyvanlarının artırılması, müxtəlif alətlərin düzəldilməsi və s.), ətraf mühiti daimi öyrənərək və bundan müxtəlif nəticələrə gələrək, ov və istehsal alətlərini təkmilləşdirərək – bu gün elm və texnika kimi tanınan sahələri yaratmışdırlar.

Bəşəriyyətin inkişafının hər bir addımı bizim ulu babalarımızdan daha çox bilik və bacarıq tələb edirdi. Materialların emalı əmək alətlərinin düzəldilməsi daşların, ağacların, sümüklərin, sonralar isə metalların xassələrini öyrənmək tələb edirdi. Oddan istifadə etmə də biliklər tələb edirdi, ancaq başqa xarakterli. Ovun daha məhsuldar keçməsi üçün insanlardan heyvanların yaşayışını, özlərini aparmaq

134

qaydalarını öyrənmək tələb edirdi. Ov və əkinçiliklə məşğul olmaq, insanları məcbur edirdi ki, fəsillərin və havanın dəyişməsini müşahi-də etsinlər. Beləliklə bəşəriyyət yavaş-yavaş biliklər toplayırdı.

Təkərin yaranmasının çox böyük əhəmiyyəti olmuşdur. Qeyd etmək lazımdır ki, təbiətin yaradıcılığında təkər yoxdur. Bu xalis insan beyninin məhsuludur. Təkər yaranan kimi, insanlar bundan istifadə etməyə başladılar. Enerji mənbəyi kimi insanlar öz orqanizmlərinin və heyvanların gücündən istifadə etdilər. Zaman keçdikcə insanlar öz bədənlərindən daha yaxşı, daha səmərəli istifadə etməyə başladılar. Bunun üçün onlar yeni konstruksiya və mexanizmlər yaradırdılar.

Beləliklə, gördük ki, texniki vasitələrin yaradılması insanların tələbatının təmin edilməsi ilə sıx əlaqədardır. Bu isə öz növbəsində istehsal vasitələrinə olan tələbatı daha da artırır. Şəkil 32-də tələbatın realizə edilməsi sxemi göstərilmişdir.

Tələbatın ödənilməsini təmin edən texniki vasitələrin yaradılması prosesində görülən ilk əməliyyat layihələndirmədir. Burada konstruksiya etməyin əsası yaradılır. Đkinci mərhələ konstruksiya etmədir. Konstruksiya etmə texniki vasitəni sənədlərdə (əsas etibarı ilə çertyojda) yaratmaq kimi bir yaradıcılıq prosesidir.

Konstruksiya etmə çox variantlıdır. Ümumi halda, optimal o variant sayılır ki, minimal ictimai əməyin sərfi ilə obyektin lazım olan iş göstəriciləri təmin olunsun.

Konstruksiya etmə aşağıdakı mərhələlərdən ibarətdir: 1. Texniki tapşırıq və ya təklifin hazırlanması .Burada gələcək

texniki vasitənin əsas pasport göstəriciləri müəyyənləşdirilir, ümumi prinsipial məsələlərin həlli göstərilir.

2. Eskiz layihənin hazırlanması. Bu mərhələdə əsas düyümlərin ümumi görünüşlərinin eskizləri işlənilir.

3. Texniki layihənin hazırlanması. Burada texniki vasitənin və onun düyümlərinin ümumi görünüşləri işlənib, detallaşdırmağa hazırlanır.

4. Đşçi layihənin hazırlanması. Bu mərhələdə texniki vasitəni hazırlamağa kifayət edən ümumi görünüşlər kompleksi, detalların işçi çertyojları, spesifikasiyalar və digər sənədlər hazırlanır.

135

Şəkil 32.

Texniki vasitələrin yaradılmasında üçüncü mərhələ - onların istehsalıdır. Bu mərhələdəki əməliyyatların nəticəsi hazır konstruksiyadır. Hazır məhsulun istismarı ilə ictimai tələbin ödənilməsinin sonuncu əməliyyatı başa çatır.

Müasir sivilizasiya mürəkkəb texniki vasitələrin insanların bütün fəaliyyət sahələrinə girməklə xarakterizə olunur. Keçən əsrin 40-50-ci illərində ilk dəfə xaricdə “Texnosfer” termini yaranıb ki, bunu da texnika tətbiq oluna bilən reallıq sahəsi kimi başa düşmək lazımdır.

Đnsan Ekosfer şəraitində yaşayır. Ekosfer, bir planet kimi ,Yerin inkişaf yaratmaq xassələri topluluğudur. Bu kompleksdə texniki vasitələrin xüsusiyyəti budur ki, onlar insanlar tərəfindən yaradılsa da bilavasitə və yaxud dolayı yolla insanın özünə də təsir edir. Ekosfer qapalı olur və ona görə də yeni texniki məsələlərin həllini axtarmağa gətirib çıxarır. Digər tərəfdən, insan Geosferdə yaşayır (yunan sözü olub qeo – yer, sfer – kürə deməkdir).Geosfer sonlu hüdudda olduğu kimi, ehtiyatlar da məhduddur. Odur ki, xammal problemi də yaranır. Mütəxəssislərin yaradıcı və istehsalat fəaliyyəti təcrübi və nəzəri biliklərlə əlaqədə texniki vasitələrin realizə olunmasını təmin edir. Bu realizasiya enerji və xammal ehtiyatları, onların aktuallığı və potensial imkanları ilə məhdudlaşdırılmaqla yanaşı, ictimai tələbatı da təmin etməlidir. Buradan görünür ki, gələcəyin texniki vasitələrini layihə etdikdə onlara xas olan struktur və vəziyyət xarici sfera ilə əlaqə problemlərindən əhəmiyyətli dərəcədə asılı olacaqdır.

136

Müxtəlif iri maşın komplekslərinin yaradılması ekoloji xarakter daşıyan bir çox problemlərin meydana çıxmasına səbəb olmuşdur. Ona görə də ətraf mühitin mühafizəsi məsələsi günün vacib məsələlərindən birinə çevrilmişdir. Ona görə də ,gələcəyin texnikasını yaradan mühəndis böyük sürətlə baş verən dəyişikliklərin öhdəsindən gəlmək üçün öz fəaliyyətini texnosferin müəyyən sahəsinin tədqiqindən başlamalıdır. Mütəxəssislərin texniki yaradıcılığının əsas mövzusu da məhz bu problemlərin müasir və gələcək tələbata cavab verə bilən həllini əhatə etməlidir.

Layihələndirilən maşın, düyüm və onun hissələrinə qoyulan əsas tələblər

Đstər yeni maşın layihələndirildikdə ,istərsə də köhnə maşını təkmilləşdirdikdə elm və texnika sahəsində son nailiyyətlərdən istifadə etmək lazımdır. Layihələndirilən maşına qoyulan əsas tələblər aşağıdakıdırlar:

- eyni qabarit ölçüləri çərçivəsində güclərin artırılması; - sürət və məhsuldarlığın artırılması; - faydalı iş əmsalının artırılması; - maşınların işlərinin avtomatlaşdırılması; - standart hissələr və tipik düyümlərdən istifadə edilməsi; - minimum kütlə; - ucuz hazırlanma.

Hər bir maşın, qurğu, düyüm və s. maşın hissələrindən (detallardan) ibarət olur. Texniki obyektdə onların sayı olduqca çox olur. Məsələn, minik avtomobilində 15 mindən artıq detal vardır. Bəzi nəhəng qurğularda isə onların sayı bir mln. keçir. Maşın hissəsi (detalı) dedikdə ,yığım əməliyyatı aparılmadan eyni bir materialdan hazırlanmış ən sadə maşın hissəsi nəzərdə tutulur.

Maşın hissələrinə (detallarına) və düyümlərinə qoyulan əsas tələblər:

- möhkəmlik; - sərtlik; - uzunömürlülük;

137

- yeyilməyə davamlılıq; - istiliyə davamlılıq; - titrəməyə davamlılıq. Əlavə tələblər:

- korroziyaya davamlılıq. Korroziyadan qorumaq üçün detallar korroziyaya davamlı poladlardan, əlvan metallardan və onların qarışıqlarından hazırlanır, bundan başqa, müxtəlif örtüklərdən (məsələn, anodlaşdırma, nikellətdirmə, xromlaşdırma) istifadə edilir;

- detalların kütlələrinin azaldılması. Bəzi sahələrdə bu tələbin yerinə yetirilməsi əsas şərt kimi qəbul edilir. Məsələn, təyyarə sənayesində və s.;

- asan tapılan və ucuz materiallardan istifadə edilməsi. Bu tələbata maşın hissələri (detalları) layihələndirildikdə xüsusi diqqət yetirilməlidir. Əlvan metallara və onların qarışıqlarına qənaət edilməlidir;

- detal və düyümlərin hazırlanması asan olmalıdır; - istismarı rahat olmalıdır. Layihələndirdikdə çalışmaq lazımdır

ki, ayrı-ayrı düyüm və detalları çıxarıb əvəz etmək asan olmaqla, onlarla əlaqədə olanların işi pozulmasın. Bütün yağlama qurğuları normal işləməli, kipləyicilər isə - yağ buraxmamalıdırlar. Maşının gövdəsinə daxil olmayan hərəkətli detallar təhlükəsizlik nöqtəsi nəzəriyyəsindən çəpərlənməlidirlər;

- maşınlar, düyümlər və detallar elə hazırlanmalıdırlar ki, onları nəql etmək asan olsun. Məsələn, elektrik mühərriklərinin və reduktorların gövdələrində xüsusi həlqə və yarım bolt olmalıdır ki, onların vasitəsilə qaldırıb nəqliyyat vasitəsinə qoymaq mümkün olsun. Đri detallar və düyümlər hissə - hissə hazırlanmalıdır ki, onları ayrı-ayrı nəql edib sonra yığmaq mümkün olsun;

- yüksək standartlaşdırma və qarşılıqlı əvəz olunma; - formaların gözəlliyi. Detalların və düyümlərin xarici formaları

gözəl olmalı, rəngləmək üçün xüsusi rənglər seçilməlidir; - konstruksiya iqtisadi cəhətdən səmərəli olmalıdır. Bunun üçün

geniş şəkildə standart detal və düyümlərdən istifadə etməli, materiallar seçiminə ağıllı yanaşılmalı, detal və düyüm hazırlanan müəssisənin texnoloji imkanları nəzərə alınmalıdır.

138

I-Fəsil. MAŞIN HĐSSƏLƏRĐNĐN ĐŞ

QABĐLĐYYƏTĐ KRĐTERĐLƏRĐ

Texniki obyekt (maşın, qurğu, hissə və s.) öz funksiyasını yerinə yetirməklə yanaşı ,verilmiş parametrlərin qiymətini normativ ,texniki sənədlərlə müəyyənləşdirilən həddə saxlaya bilən halına onun iş qabiliyyəti deyilir. Maşın hissələrinin iş qabiliyyətinin əsas kriteriləri aşağıdakılardır: möhkəmlik, sərtlik, dayanıqlılıq, yeyilməyə davamlılıq, istiliyə davamlılıq, titrəməyə davamlılıq. Hesablamalar layihə hesablaması və yoxlama hesablaması kimi iki qola ayrılır. Layihə hesablamasında maşın hissələrinin materialı qəbul edilir, hesablama sxemi qurulur, bu və ya digər iş qabiliyyəti kriterilərinin ödənilməsi şərtindən hissələrin əsas həndəsi ölçüləri tapılır. Sonra bu ölçülər dəqiqləşdirilir və alınmış qiymətlərə görə də yoxlama hesablaması aparılır. Yoxlama hesablamasında hazır konstruksiyanın texniki şərtləri ödəyib – ödəməyəcəyi yoxlanılır.

1.1. Möhkəmlik.

Möhkəmlik – detalın iş qabiliyyətinin ən mühüm kriterisidir. Möhkəmlik – müəyyən şərtlər və hüdudlar çərçivəsində detalın dağılmadan bu və ya digər yükləri qəbul edə bilməsi xassəsidir.

Əksər texniki hesablamalarda ,möhkəmliyin pozulması dedikdə ,detalın yalnız dağılması yox – qalıq (plastik) deformasiyaların əmələ gəlməsi də nəzərdə tutulur.

Detalın möhkəmliyinin qiymətləndirilməsinin ən geniş yayılmış üsulu kimi, detala təsir edən qüvvələr nəticəsində onda yaranan hesabı gərginliklərin buraxılabilən gərginliklərlə müqayisə etmə üsulunu göstərmək olar.

Möhkəmlik şərti aşağıdakı qeyri bərabərliklə ifadə olunur [ ]σσ ≤ və ya [ ]ττ ≤ ,

139

burada σ və τ - detalın təhlükəli kəsiyində müvafiq olaraq normal və toxunan gərginliklər; [ ]σ və [ ]τ buraxılabilən

gərginliklərdir. Baxılan möhkəmlik göstəriciləri ilə yanaşı maşın hissələrinin

möhkəmliyi bir sıra konstruktiv – texnoloji faktorlardan da asılıdır. Bunların içərisində ən vacibi hissələrin konfiqurasiyasıdır. Maşın hissələrinin konstruktiv formalarının yaradılması prinsiplərini göstərək:

1. Detalı konstruksiya etdikdə kəskin ölçü keçidi, yəni formanın kəskin dəyişməsi yolverilməzdir.

Bu çox vacibdir, çünki kəskin keçid zonasında gərginliklərin konsentrasiyası baş verir ki, bu da detalın kəsiyində dəyişən gərginliklər yarananda onun möhkəmliyini azaldır.

2. Detalın konstruktiv formaları imkan qədər onun bütün kəsiklərinin bərabər möhkəmliyini təmin etməlidir.

3. Detalın konstruktiv formaları imkan qədər elə olmalıdır ki, onun en kəsiyində gərginliklər bərabər paylansın. Bu məqsədlə nazik divarlı prokat profillərdən, borulardan və s. istifadə etmək lazımdır.

Mühəndis praktikasında maşın detallarının konstruktiv möhkəmliyini artırmaq üçün səthi möhkəmləndirməkdən geniş istifadə edilir.

Qeyd etmək lazımdır ki, möhkəmlik dedikdə yalnız detalın dağılması (qırılması) nəzərdə tutulmur. Məsələn, bir-birinə sıxılan detallarda kontakt gərginlik yaranır ki, bu da səthlərin ovulmasına gətirir. Bunu da detalın möhkəmliyinin itirilməsi kimi başa düşmək lazımdır. Belə detallar üçün möhkəmlik şərti

[ ]HH σσ ≤

burada Hσ - hesabı kontakt gərginlik, [ ]Hσ - buraxılabilən kontakt

gərginlikdir.

140

1.2. Sərtlik

Bir çox hallarda maşın və mexanizmlərin işinin keyfiyyəti onların ayrı-ayrı hissə və yığım vahidlərinin nə dərəcədə sərt olması ilə müəyyən edilir. Maşınların bir çox detallarında gərginliklər buraxılabilənlərdən xeyli az olur və belə detalların ölçüləri yalnız sərtlik şərtindən qəbul edilir. Elə maşın hissələri var ki, onlar üçün sərtliyə görə hesablama əsas hesablama kimi qəbul olunur. Məsələn, yaylar, ressorlar və s. Bəzi hallarda detal formasını dəyişdikdə (sərt olmadıqda) ,ümumiyyətlə onlar vasitəsilə görülən iş pozulur. Məsələn, val əyildikdə onun sapfası dayaqlara sürtünərək yeyilir. Bu səbəbdən də sürtünmə yastığının içliyində qeyri – bərabər sürtünmə baş verir və yastıq sıradan çıxaraq, ümumiyyətlə maşının işini dayandırır. Təsir edən qüvvələr nəticəsində detal öz formasının dəyişməsinə müqavimət göstərmə qabiliyyətinə sərtlik deyilir. Sərtlik dedikdə, detalı bir vahid qədər deformasiya etdirmək üçün lazım olan yük nəzərdə tutulur. Sərtliyi aşağıdakı kimi ifadə etmək olar

c = δQ

burada Q xarici yükdür (qüvvə və ya moment), δ isə Q yükün təsirindən detal aldığı deformasiyadır.

Qeyd etmək lazımdır ki, sərtlik kriterisinin aktuallığı getdikcə artır. Bu onunla bağlıdır ki, materialların təkmilləşdirilməsi əsasən onların möhkəmlik xarakteristikalarının artırılması yolu ilə gedir. Bu zaman elastiklik modulları ya çox cüzi artır, ya da sabit qalır (məsələn, poladlarda).

Maşın detallarının sərtliyinin kifayət qədər olmasını müəyyən edən elastik deformasiyaların (əyinti və meyl bucaqlarının) buraxılabilən ölçüləri təcrübələr və hesablamalar əsasında təyin olunur.

141

1.3. Dayanıqlılıq

Boyuna yüklənmiş, kiçik en kəsikli və uzun detallar möhkəmlik və sərtlikdən başqa dayanıqlığa da yoxlanılmalıdır. Maşınlarda belə detalların sayı azdır, odur ki, bu kriterinin üzərində çox dayanmayacağıq. Yüklənən detalın müvazinət halı o vaxt dayanaqlı hesab edilir ki, əlavə kiçik həyəcanlandırıcı qüvvələr yerdəyişmədə kiçik həyəcanlanma yaradır, həyəcanlanmanın təsiri itdikdə yerdəyişmə də yox olur.

1.4. Yeyilməyə davamlılıq.

Verilmiş iş müddəti ərzində maşın detalının öz iş görmə qabiliyyətini saxlaya bilməsi, möhkəmlik və sərtliklə yanaşı, onun işlək səthlərinin yeyilməyə qarşı davamlılığından da asılıdır. Yeyilmə maşın hissələrinin sıradan çıxmasının əsas səbəbidir. Müəyyən edilmişdir ki, sıradan çıxan maşınların 85...90% -i sürtünən səthlərin yeyilməsindən, qalan 10...15% -i isə-digər səbəblərdən ,misal üçün, qırılmadan, dağılmadan və s. baş verir.

Dünya enerji resurslarının təxminən 3

1 hissəsi hazırda bu və ya

digər formada sürtünmənin dəf olunmasına sərf olunur. Yeyilməyə davamlılıq – sürtünən detalların yeyilməyə müqavimət göstərmə qabiliyyətinə deyilir.

Yeyilmə mürəkkəb bir prosesdir və aşağıdakı qruplara ayrılır: mexaniki yeyilmə, molekulyar-mexaniki yeyilmə və korroziya olunmaqla mexaniki yeyilmə.

Mexaniki yeyilməyə abraziv, yorulmaqla və plastik deformasiya olunmaqla yeyilmə növləri aiddir.

Molekulyar – mexaniki yeyilmə yapışaraq qopmaqla qat-qat olub qopmaqla yeyilmə növləri aiddir.

Korroziya olunmaqla mexaniki yeyilmə oksidləşərək frettinq korroziya olunaraq yeyilmə və səthi aktiv qarışıqların təsiri ilə yeyilmə aiddir.

142

Sürtünmə nəticəsində baş verən yeyilmə nəticəsində maşın və mexanizmlərin dəqiqliyi azalır, f.i.ə.–lı aşağı düşür, möhkəmlik azalır (detalın ölçülərinin kiçilməsi hesabına en kəsik zəifləyir), ötürmələrdə səs və dinamik yüklər artır və s.

Maşın detallarının etibarlı işini təmin etmək üçün onu yeyilməyə davamlı hazırlamaq lazımdır. Bu məqsədlə sürtünən səthlər arasında yağ qatı yaradılır. Detalların hazırlanması üçün sürtünməni azaldan materiallar işlədilir; yeyilməyə davamlığı artırmaq üçün sürtünən səthlərin bərkliyini termik və kimyəvi-termik emal üsulları ilə artırır, sürtünən səthlər arasına abraziv hissəciklərin (toz, çirk) düşməsinin qarşısı alınır və s. tədbirlər görülür.

Yeyilmə çox faktorlu hadisə olduğundan, bir başa yeyilməyə davamlılığa hesablamaq olduqca çətin olur. Odur ki, dolayı üsullardan istifadə edilir. Bir neçə belə üsul var. Ən geniş yayılmışı yeyilmə intensivliyinin əksi olan yeyilən hissələrin uzunömürlülüyünü göstərən aşağıdakı empirik ifadədir

pm S = const burada p təzyiqdir (kontakt gərginlik); S – sürtünmənin yoludur.

Yağlanmayan səthlər üçün m≈ 1, yağlanan səthlər üçün m≈ 3 qəbul etmək olar.

1.5. Đstiliyə davamlılıq

Đstiliyə davamlılıq dedikdə maşın hissəsinin ona təyin olunmuş iş müddəti ərzində verilmiş temperatur həddində işləyə bilməsi nəzərdə tutulur.

Đstiliyə davamlılıq məsələləri, işləri yüksək istilik ayırmaları ilə müşahidə olunan maşınların detalları üçün həll edici əhəmiyyətə malikdir (məsələn, istilik mühərrikləri, metal tökən maşınlar və s.).

Maşın detallarının həddən çox qızması, aşağıda göstərilən, lakin yolverilməz hadisələrin baş verməsinə səbəb ola bilər:

1. Materialın mexaniki xassələrinin (möhkəmlik, axıcılıq və yorğunluq – dözümlülük hədlərinin) aşağı düşməsi və sürünmə hadisəsinin baş verməsi ilə əlaqədar olaraq detalların möhkəmliyinin

143

və deməli ,yükgötürmə qabiliyyətinin aşağı düşməsi. Bu hadisə polad detalları üçün 300...400o C, plastik kütlələrdən hazırlanmış detallar üçün isə - 100...150o C -də baş verir.

2. Yağ qatının mühafizəedicilik qabiliyyətinin azalması nəticəsində sürtünən səthlərdə yeyilmənin artması.

3. Temperatur deformasiyaları nəticəsində hərəkət edən birləşmələrdə ara boşluqlarının dəyişməsi, maşının dəqiqliyinin azalması və s.

1.6. Titrəməyə davamlılıq

Titrəməyə davamlılıq dedikdə konstruksiyanın ona qoyulan rejimlər diapazonunda yolverilməz titrəmələrsiz işləyə bilməsi nəzərdə tutulur.

Maşın və onun hissələrinin işçi sürətlərinin artması çox vaxt titrəmələrə səbəb olur. Nəticədə işarəcə dəyişən və uzun müddətli gərginliklərin təsirindən material yorulur, onda çatlar əmələ gəlir və dağılır. Hissələrdə baş verən titrəmə sürtünən və qismən yeyilən səthlərin zərbə ilə görüşməsinə səbəb olur ki, bu da görüşən səthlərin keyfiyyətini pisləşdirir və onları daha tez yeyib sıradan çıxarır. Bundan başqa, titrəmələr maşının dəqiqliyinə də təsir edərək onu azaldır (məsələn, metalkəsən dəzgahlarda emalın dəqiqliyi və s.).

Titrəmə səs – küyü artırır, işçilərə fizioloji cəhətdən mənfi təsir göstərir.

Ən təhlükəli hallardan biri maşın və mexanizmlərin rezonans rejimində işləməsidir. Sistemin sərbəst rəqslərinin tezliyi həyəcanlandırıcı qüvvənin dəyişmə tezliyinə bərabər olduqda rezonans baş verir. Sistemin rəqs amplitudası həddindən çox artır, maşın və mexanizmlər tezliklə sıradan çıxır. Məhz ona görə də, rezonans hadisəsini maşın və onun hissələri üçün ən təhlükəli hal kimi qəbul edərək titrəməyə davamlılığa aşağıdakı tərif də verilir: titrəməyə davamlılıq dedikdə konstruksiyanın ona qoyulan rejimlər

144

diapazonunda rezonans hadisəsindən kifayət qədər uzaqda işləyə bilməsi nəzərdə tutulur.

Həddindən çox titrəmə qorxusu olan yüksəksürətli maşınların detalları titrəməyə hesablanmalıdır. Belə hesabatın məqsədi konstruksiyaya elə sərtliyin seçilməsidir ki, rezonans titrəmələrin yaranması istisna olsun.

Titrəmə ilə mübarizə kimi, kütlələrin ətalət momentlərini dəyişməklə, sistemin dinamik xassələrinin dəyişməsini göstərmək olar. Əgər bu üsulla müsbət nəticə almaq olmursa, onda titrəmələri söndürən xüsusi qurğulardan istifadə edilir.

1.7. Etibarlıq anlayışı

Etibarlılıq – obyektin verilmiş iş müddəti ərzində ,ona müəyyən olunmuş istismar göstəricilərini saxlamaqla, öz funksiyasını yerinə yetirmək xassəsidir.

Etibarlıqla yanaşı, onunla əlaqədə olan aşağıdakı anlayışlar da var: nasazlıq, saz işləmə və uzunömürlülük.

Obyektin iş qabiliyyətinin pozulması hadisəsinə nasazlıq deyilir. Obyektin öz iş qabiliyyətini fasiləsiz olaraq müəyyən müddət

saxlaya bilməsinə - saz işləmə deyilir. Obyektin öz iş qabiliyyətini saxlamaqla həddi vəziyyətə çatdığı

müddətə uzunömürlülük deyilir. Etibarlıq və uzunömürlülüyün əsas göstəricisi saz işləmə

ehtimalıdır P(t). Əgər sınaqdan keçirilən obyektlərin sayı No, sınaq müddətində

nasaz obyektlərin sayı Nn olarsa, onda saz hissələrin sayı Ns = No–Nn və saz işləmə ehtimalı

P(t) = )(11 tFN

N

N

N

N

NN

o

n

o

s

o

no −=−==−

(1)

burada F(t) - nasazlıqların baş verməsi ehtimalıdır. Onda,

P(t) + F(t) = 1 (2)

145

Məsələn, qoy sınaq keçən hissələrin sayı No = 100, müəyyən iş müddətində nasaz hissələrin sayı Nn = 12 olsun. Onda, saz işləmə ehtimalı

P(t) = =−

o

no

N

NN 88,0

100

12100=

−

(3.2) –dən görünür ki, P(t) = 1 olduqda , F(t) = 0 və əksinə olur. Aydındır ki, zaman sonsuzluğa yaxınlaşdıqca P(t) 0→ ; F(t) 1→ olur.

Maşının normal istismar müddətində nasazlıqlar hələ başlamadığı müddətdə, etibarlıq qəflətən baş verən nasazlıqla xarakterizə olunur. Belə halda saz işləmə ehtimalı

P(t) = e tλ

burada t

1=λ nasazlıq intensivliyidir ; t – nasazlığa qədər orta

işləmə müddətidir.

1.8. Maşınqayırma materialları haqqında məlumat və onların seçilməsi prinsipləri

Hal-hazırda maşın hissələri hazırlamaq üçün çoxlu növdə mate-riallardan istifadə olunur: poladlar, çuqunlar, əlvan metal ərintiləri, metal-keramika materialları, plastik kütlələr, rezin, ağac və s.

Materialların dəyəri maşının ümumi dəyərinin əsas hissəsini təşkil etdiyi üçün onların düzgün seçilməsinin böyük iqtisadi əhəmiyyəti var. Məsələn, avtomobillərdə materialın dəyəri onun ümumi dəyərinin təxminən 65...70%-ni, yükqaldıran maşınlarda isə 70...75% - ni təşkil edir.

Əgər maşın hissəsinin ölçüləri möhkəmlik şərtindən təyin olunursa, onda yüksək möhkəmlik xassəsinə malik olan yaxşılaşdırılmış və ya tablandırılan poladdan və yüksək möhkəm çuqundan istifadə edilir (dişli çarxlar, vallar və s.).

Ölçüləri sərtlik şərtindən təyin olunan detallar yüksək elastiklik modulu olan materiallardan hazırlanır ki, bu da termiki emal edilməmiş polad və çuqunlardır. Böyük elastik deformasiyalı hissələr

146

(yaylar, ressorlar və s.) – yüksək bərkliyə qədər tablanan poladlardan hazırlanır.

Diyirlənmə və ya diyirlənmə sürüşmə ilə şəraitində kontakt gərginlik və yeyilməyə məruz qalan detallar yüksək bərkliyə qədər tablanan poladlardan hazırlanır.

Oynaqlarda və ümumiyyətlə yeyilmə təhlükəsi olan hallarda material elə seçilməlidir ki, yeyilmə az olsun. Misal üçün, sürüşmə yastıqlarında val poladdan, yastıq içliyi isə yeyilməyə davamlı material olan tuncdan hazırlanır və əksər hallarda içliyin üst səthi yeyilməyə daha davamlı material ilə - babbitlə örtülür. Tormozlarda isə sürtünən hissələr arasında daha çox sürtünmə qüvvəsi tələb olunur. Belə hallarda metal – keramika və qeyri - metal materiallardan istifadə edilir.

Konstruksiyanın çəkisini yüngülləşdirmək üçün bir çox hallarda alüminium və onun ərintiləri ,plastik materiallar, ağac və s. materiallardan istifadə olunur.

Beləliklə, maşın hissələri üçün istifadə olunan materiallar onun iş qabiliyyəti kriterisindən asılıdır. Maşınqayırmada istifadə olunan materialların növləri çoxdur.

Poladlar. Maşınqayırmada ən mühüm və geniş yayılmış materiallardan biridir. Polad – tərkibində 2% -ə qədər karbon olan dəmir – karbon ərintisidir. Konstruksiya poladları iki cür olur: karbonlu poladlar və tərkibində xüsusi aşqarlar qatılmış legirlənmiş poladlar .

Karbonlu konstruksiya poladları da iki qrupa bölünür. Birinci qrupa adi keyfiyyətli karbonlu poladlar, ikinci qrupa isə keyfiyyətli karbonlu konstruksiya poladları aiddir.

Adi keyfiyyətli karbonlu poladlara CT 0 –dan CT 6 –a qədər markalar aiddir.

Keyfiyyətli karbonlu konstruksiya poladları karbon və marqanes tutumu ilə fərqlənirlər. Onlar aşağıdakı kimi işarələnir: polad 40, polad 45, polad 30Г və s. Burada rəqəmdən sonra yazılan Г hərfi tərkibdə marqanesin çox olmasını göstərir.

Keyfiyyətli karbonlu konstruksiya poladları tərkibindəki karbonun orta miqdarını faizin yüzdə bir hissələri ilə göstərən iki

147

rəqəmli ədədlərlə işarə edilir. Legirlənmiş poladları əlavə olaraq legirləyici elementləri göstərən hərflər və onların təxmini miqdarını faizlə müəyyən edən rəqəmlərlə işarə edirlər.

Legirləyici elementlər belə işarə olunur: B –volfram; Г-manqan; Д – mis; M – molibden; H – nikel; P – bor; C – silisium; T – titan; Ф – vanadium; X – xrom; Ю – alüminium. Poladın tərkibindəki legirləyici elementlərin miqdarı bir faizə yaxın və ya az olarsa, onda rəqəm yazılmır. Legirlənmiş poladın yüksək keyfiyyətli olduğunu göstərmək üçün onun işarəsinin axırında “A” hərfi yazılır. Məsələn, 12XH2 markalı poladın tərkibində orta hesabla 0,12% karbon, 1% -ə qədər xrom və 2% nikel vardır;

30XH3A markanın isə tərkibində 0,30% karbon, 1% -ə qədər xrom və 3% nikel vardır.

Çuqunlar. Maşınqayırma materialı kimi çox geniş yayılmışdır. Nisbətən ucuz olması kifayət qədər möhkəmliyi və metaltökmədə yaxşı axıdıcılıq xassəsi çuqunların geniş tətbiqinə səbəb olmuşdur. Çuqun –dəmirlə (Fe) karbonun (C) 2%-dən çox ərintisidir. Müəyyən fiziki-mexaniki xassələr almaq üçün çuqunun da tərkibinə xüsusi legirləyici elementlər əlavə olunur.

Tərkibindəki karbonu qrafit şəklində olan çuquna boz çuqun, sementit (Fe3C) şəklində olan çuquna isə ağ çuqun deyilir. Ağ çuqunu əridib bişirdikdə çuqunda sərbəst sementit əvəzinə qrafit əmələ gəlir ki, belə çuquna döymə çuqun deyilir.

Boz çuqunun aşağıdakı markaları vardır: СЧ10; СЧ15; СЧ20; СЧ25; СЧ30;

СЧ35; СЧ40; СЧ45. Burada СЧ –dən sonra gələn ədəd, kq/mm2 –lə dartılmaya möhkəmlik həddini göstərir. Boz çuqun mürəkkəb formalı hissələrin hazırlanmasında geniş istifadə olunur. Boz çuqundan yüksək möhkəm çuqun yaradılmışdır. Yüksək möhkəm çuqun markaları: ВЧ 45-5;ВЧ 50-2; ВЧ 60-2;ВЧ 70-3 və s. ВЧ –dən sonra gələn birinci ədəd dartılmada müvəqqəti müqaviməti (kq/mm2),ikinci ədəd isə nisbi uzanmanı (%) göstərir.

Ağ çuqunlar boz çuqunlara nisbətən pis tökülür, çox bərk olur və çətin kəsilir. Onlardan əsasən maşınların çox yeyilən (tormoz kolodkaları və s.), kimyəvi təsirə məruz qalan hissələr hazırlanır.

148

Döymə çuqun əsasən tökmə üsulu ilə alınır və işlədiyi müddətdə zərbə qüvvələrinə məruz qalan hissələrin hazırlanmasında tətbiq olunur. Markalar:КЧ 30-6, КЧ 33-6, КЧ 35-10, КЧ 37-12, КЧ 45-6, КЧ 50-4, КЧ 60-3 və s. КЧ –dən sonra gələn ədədlər yüksək möhkəm çuqunda olduğu kimi dartılmada müvəqqəti müqaviməti və nisbi uzanmanı (%) göstərir.

Əlvan metal ərintiləri. Əlvan metal ərintilərindən maşınqayırmada tunclar, bürünclər və babbitlər geniş tətbiq olunur.

Tunclar misdən başqa digər əsas komponentlərinə görə qalaylı, qurğuşunlu, alüminiumlu və s. olur. Tunclar korroziyaya qarşı yüksək davamlı olmaqla yanaşı polad və yaxud çuqunla birlikdə sürtünmə cütü təşkil etdikdə həm də yüksək antifriksion xassələri ilə fərqlənir. Tunclar sürüşmə sürtünməsi yastıqlarında və dabanlıqlarında, istiqamətvericilərdə, sonsuz vint çarxlarında yük və hərəkət vintlərinin qaykalarında, aqressiv mühitdə işləyən bəzi cihazlarda tətbiq olunur.

Tunclar “Бр” hərfləri və misdən başqa qalan komponentlərin şərti işarələri ilə işarə edilir. Tuncun tərkibinə daxil olan komponentlərin şərti işarələri belədir: A –alüminium, Б –berillium, Ж – dəmir, K – silisium, Мц – manqan, H – nikel, O – qalay, C –qurğuşun, Ц – sink, Ф – fosfor. Đşarədəki rəqəmlər isə tuncun tərkibində olan elementin faizlə orta miqdarı göstərilir. Məsələn, Бр ОЦС 5-5-5 markalı tuncun tərkibində orta hesabla 5% qalay , 5% sink və 5% qurğuşun vardır.

Bürünclər mis ilə sinkdən alınan ərintidir. Onun tərkibində əlavə olaraq az miqdarda qurğuşun, silisium, manqan, alüminium, dəmir, nikel, qalay və bu kimi komponentlər də ola bilər. Bürünclər korroziyaya yaxşı müqavimət göstərməklə yanaşı yeyilməyə davamlıdırlar, yüksək elektrik keçirməsinə malikdirlər, yaxşı kəsilib emal olurlar. Onlardan boruların, məftillərin hazırlanmasında, elektrik maşınqayırmasında və s. istifadə edirlər.

Bürünclər “Л” hərfi, tərkibindəki komponentlərin şərti işarələri və onların faizlə miqdarını göstərən rəqəmlərlə işarə olunur. Məsələn, ЛМцС58-2-2 markası, bürüncün tərkibində 58% mis 2% manqan və 2% qurğuşun olduğunu göstərir.

Babbitlər. Yüksəkkeyfiyyətli sürtünmə ziddi, az bərklikli yastıq ərintisi olan babbit böyük sürət və təzyiqlərdə işləmə qabiliyyətinə

149

malikdir. Babbitlərin yaxşı işləyib uyğunlaşma xassəsi vardır. Onları sürüşmə sürtünməsi yastıqlarının hazırlanmasında tətbiq edirlər.

Babbitləri “Б” hərfi və tərkibindəki qalayın faizlə miqdarını göstərən rəqəmlə və ya rəqəm əvəzinə onun tərkibinə daxil olan əlavə komponentlərin şərti işarəsi (H – nikel, T – tellur, K – kalsium, C –stibium) ilə işarə edirlər. Məsələn, çoxqalaylı babbitlər –Б83, Б89, Б91, Б93 və s.; qalaylı-qurğuşunlu babbitlər – Б16,БН,БТ,Б6; qurğuşunlu babbitlər isə БКА, БК2, БС kimi işarə olunur.

Metal-keramika materialları – metal ovuntusu metallurgiyası üsulu ilə hazırlanır. Bu üsulun əsas mahiyyəti ondan ibarətdir ki, metal ovuntusu və qeyri-metal ovuntusu alınır, qarışdırılır, qəliblərə tökülüb preslənir və bişirilir. Bu üsulla alınan hissəni əlavə emal etməyə ehtiyac qalmır və ona görə də yüksək iqtisadi səmərəlilik təmin edilmiş olur.

Əsası dəmir ovuntusu olan metal-keramika materialından oymaq, şayba, diyircək, az yüklənmiş dişli çarxlar və s. hazırlanır. 2-3% qrafitlə qarışdırılmış dəmir tozundan sürüşmə yastıqlarının içlikləri bişirilərək hazırlanır. Đçliklərdəki məsamələrə dolan yağ qrafitlə birlikdə içliyin antifriksion olmasını təmin edir.

Əsası dəmir tozu ilə mis tozundan ibarət olan qarışığa qrafit, qurğuşun və s. əlavə etdikdə yapışıb qopmanın qarşısı alınır, asbest, karbid, oksid və s. qatdıqda isə sürtünmə artır. Sürtünmə xassəsi çox olan materialdan tormoz diskləri və kolodkaları hazırlanır.

Plastik kütlələr. Sintetik və təbii qatranlar əsasında alınan plastik kütlələr – irimolekullu üzvi birləşmələr olub, maşınqayırmada çox böyük miqyasda tətbiq edilir.

Plastik kütlələrin əsas üstünlüyü kiçik sıxlığa malik olması friksion və antifriksion xassəsi, istiliyi və elektriki izolə etmə, rəqs söndürmə qabiliyyəti, sürtünmə və korroziyaya davamlılığı, asan və az itki ilə müxtəlif formalara düşə bilməsi, asan yonulması və ucuz olmasıdır.

Plastik kütlələr əsasən iki qrupa bölünür: 1. Termoplastik (termoplast) – qızdırıldıqda kimyəvi tərkibini

dəyişmədən özlü mayeyə çevrilir. Ona görə də termoplastik maddələr bilavasitə təkrar emal oluna bilər.

150

2. Termoreaktiv (reaktoplast) - qızdırıldıqda özlü maye halına qayıtmır.

Plastik kütlələrdən radioelektrotexnika, kimya sənayesi və maşınqayırmada az yüklənmiş hissələri hazırlayırlar. Məsələn, dişli çarxlar, qasnaqlar, tormoz kolodkaları, oymaqlar, dəstəklər və s.

Rezin – təbii və ya süni kauçuku kükürd və digər əlavələrlə işləmə üsulu ilə alınır. Rezinin yüksək elastik xassəsi, daxili sürtünməsi, kiçik elastiklik modulu, yeyilməyə və mühitin təsirinə davamlılığı, yaxşı dielektrik xassəsi onun texnikada geniş tətbiqinə səbəb olmuşdur.

Maşınqayırmada qayışları, amortizatorları, muftaların elastik elementlərini və s. rezindən hazırlanır.

151

II-Fəsil. BĐRLƏŞMƏLƏR

2.1. Birləşmələr haqqında məlumat

Maşınların yığım vahidlərini əksər hallarda bir hissədən hazırlamaq əlverişli olmur. Buna görə də onları ayrı-ayrı hissələrdən hazırlayıb sonra müəyyən bir üsulla birləşdirib yığırlar. Birləşmələr sökülə bilməyən və sökülə bilən olur.

Sökülə bilməyən birləşmələri hissələrə xələl gətirmədən bir-birindən ayırmaq mümkün deyil. Belə birləşmələrə misal kimi qaynaq, pərçim, yapışqan və s. göstərmək olar.

Sökülə bilən birləşmələri isə hissələrə xələl gətirmədən bir-birindən ayırmaq və yenidən yığmaq mümkündür. Bunlara misal kimi yiv, işgil, şlis və s. birləşmələri göstərmək olar.

Birləşmələrin əsas iş qabiliyyəti kriterisi – möhkəmlikdir.

2.2. Qaynaq birləşməsi haqqında məlumat, möhkəmlik və layihə hesabatı

Qaynaq birləşməsi sökülə bilməyən birləşmə olub, metal detalların (müəyyən yerlərinin) əriyənə, yaxud plastikləşənə qədər qızdırılması və bunun nəticəsində birləşdirilən detalların molekulyar ilişmə qüvvəsindən istifadə edilməsinə əsaslanan birləşmədir.

Qaynaq üsulları müxtəlifdir. Əsas üsullar əritməklə qaynaq və kontakt qaynaqdır. Əritməklə qaynaqların içərisində ən geniş yayılmışı metal elektroddan istifadə edərək elektrik – qövs qaynaq üsuludur. Bu üsul rusların böyük kəşfidir (1882-ci ildə N.Đ. Benardos və 1888-ci ildə N.Q. Slavyanov). Elektrik cərəyanı mənbəyinə qoşulmuş elektrod detala dəydikdə elektrik qövsü yaranır ki, bu da birləşdirilən detalların və elektrodun materiallarını əridərək qaynaq tikişi yaradır. Kontakt qaynaq üsulu ondan ibarətdir ki, toxunan sahəciklərə elektrik cərəyanı verməklə onlar qızdırılır və bir-birinə sıxmaqla birləşdirilir (yapışdırılır).

152

Birləşdirilən tərkib detalları bir bütöv detala daha yaxşı yaxınlaşdırdıqlarına və praktiki olaraq istənilən ölçüdə detalın hazırlanmasına imkan verdiklərinə görə qaynaq birləşmələri sökülə bilən birləşmələr arasında ən təkmilləşdirilmiş birləşmələr hesab edilir. Hal-hazırda istər statik, istərsə də dinamik yükləmələrdə qaynaq birləşmələrinin möhkəmliyi bütöv metaldan hazırlanmış detalın möhkəmliyinə çatdırılıb. Bütün konstruksiya poladlarının, yüksək legirlətdirilmiş poladların, əlvan metallar ərintilərinin və plastik kütlələrin qaynaq etmə texnologiyaları işlənilib hazırlanıb .

Qaynaq birləşmələrinin digər müsbət cəhətləri: konstruksiyanın çəkisi yüngül alınır; prosesin texnologiyasının sadəliyi; prosesi avtomatlaşdırmaq imkanı var; birləşmə yüksək kipliyə malikdir və s.

Qaynaq birləşmələrin mənfi cəhətləri: qaynaq tikişlərində gərginliklərin konsentrasiyası baş verir; qalıq gərginliklərin olması; qaynaq tikişinin keyfiyyətini yoxlamaq çətindir ;tikiş dinamik yüklərə daha həssasdır və s.

Qaynaq edilən hissələrin qarşılıqlı vəziyyətlərindən asılı olaraq qaynaq birləşmələri aşağıdakı qruplara bölünür:

1. Uc-uca qaynaq birləşməsi. 2. Üst-üstə qaynaq birləşməsi. 3. Tavr və bucaq qaynaq birləşməsi. Ən geniş yayılmış qaynaq birləşmələri uc-uca və üst-üstədir. Son

vaxtlar bütöv detala daha yaxın olan uc-uca qaynaq birləşmələrinin tətbiqi daha da genişlənir. Biz ən geniş tətbiq olunan bir və ikinci qaynaq birləşmələri qruplarına baxacağıq. Şəkil 33-də uc-uca qaynaq birləşmələrinin birləşdirilən elementlərinin qalınlığından asılı olaraq müxtəlif variantları göstərilmişdir. Nazik xətlərlə birləşdirilən detalların qaynaq üçün hazırlanmış ölçüləri, qalınlarla isə qaynaqdan sonra alınan təxmini fiqurdur. Şəkildən göründüyü kimi, 8 mm-dək qalınlığında təbəqələri qaynaq edərkən təbəqələrin ucları emal edilmir (enişsiz tikiş, şəkil 33, a).Qaynaq olunan detalların qalınlığı 26 mm-dək olduqda detalların ucları çəpinə kəsilir və V–şəkilli nov əmələ gətirilir (şəkil 33 ,b).Qaynaq edilən detalların qalınlığı 40 mm-dək olduqda detallar hər iki üzdən çəpinə kəsilərək K–şəkilli tikiş əmələ gətirilir (şəkil 33, c).Qaynaq edilən detalların qalınlıqları 60 mm-dək

153

olduqda detalların ucları hər iki üzdən kəsilərək X–şəkilli tikiş əmələ gətirilir (şəkil 33,d).

Uc-uca qaynaq tikişinin hesablanması. Qaynaq zonasında

istiliyin təsirindən əsas materialın mexaniki xassəsi qismən pisləşir. Buna görə də qorxulu kəsik həmin sahədə qəbul edilir və buraxılabilən gərginliyi seçərkən dartılma və sıxılmaya hesablama zamanı materialın mexaniki xassəsinin pisləşməsi nəzərə alınır. Birləşmə yalnız F qüvvəsilə dartılarsa (şəkil 34) normal gərginlik aşağıdakı kimi təyin olunur:

[ ]ıd

lS

F

A

Fσσ ≤== (3)

burada A=lS –təhlükəli kəsiyin en kəsik sahəsidir; l və S –müvafiq olaraq qaynaq tikişinin uzunluğu və birləşdirilən detalların qalınlığıdır;

F –xarici qüvvədir; [ ]ıdσ - qaynaq tikişinin dartılmada buraxılabilən

gərginliyidir; [ ] [ ]dıd σσ )0,1...9,0(= ; burada [ ]dσ - dartılmada əsas

materialın buraxılabilən gərginliyidir.

Şəkil 33.

154

Şəkil 34.

Buraxılabilən dartıcı qüvvə

[ ] [ ]ıdF σ= lS (4)

Qaynaq tikişinin tələb olunan uzunluğu - [ ]ıdS

Fl

σ= (5)

Əgər birləşmə yalnız M momenti ilə əyilirsə

[ ]ıd

lS

M

W

Mσσ ≤==

2

6 (6)

burada 6

2lSW = - tikişin kəsiyinin müqavimət momentidir.

Eyni zamanda həm dartıcı F qüvvəsi həm də əyici M momenti təsir edərsə, onda

2

6

lS

M

lS

F+=σ [ ]ı

dσ≤ (7)

Üst-üstə qaynaq birləşməsi. Üst-üstə birləşmədə qaynaq tikişi qüvvənin təsir xəttinə perpendikulyar (şəkil 35, a), paralel (şəkil 35, b) və bucaq altında (şəkil 35, c) yerləşə bilər.

Qüvvənin təsir xəttinə perpendikulyar yerləşən tikişə alın qaynaq tikişi (şəkil 35, a), paralel yerləşən tikişə isə cinah qaynaq tikişi (şəkil 35, b) deyilir.

Alın və cinah tikişlərindən təşkil olunmuş qaynaq tikişi –kombinə edilmiş tikiş (şəkil 35, d) adlanır.

Alın qaynaq tikişləri birtərəfli və ikitərəfli olur. Đkitərəfli alın qaynaq tikişinin tətbiqi böyük əyilmə gərginliyinin yaranmasının qarşısını almağa imkan verir.

155

Şəkil 35.

Üst-üstə qaynaq tikişinin hesablanması. Üst-üstə qaynaq tikişləri növlərindən asılı olmayaraq düz bucağın bissektrisasından keçən tikişin ən kiçik (təhlükəli) en kəsiyinin kəsilməsi şərtindən hesablanırlar (şəkil 36, I–I kəsiyi).Normal tikişlər üçün bissektrisanın uzunluğu

h = k cos 45o ≈0,7 k (8)

burada h – bissektrisanın uzunluğudur (təhlükəli kəsikdə tikişin hündürlüyü); k – tikişin katetidir (3 mm –dən az götürülmür). Bir alın tikişi üçün möhkəmlik şərti :

[ ]ıkk

kl

Fττ ≤=

7,0 (9)

burada kτ və [ ]ıkτ - müvafiq olaraq qaynaq tikişinin hesabı və

buraxılabilən kəsilmə gərginliyidir; l – tikişin uzunluğudur; F –tikişə təsir edən yükdür. Kəsilmədə qaynaq tikişinin buraxılabilən gərginliyi

[ ] [ ]dık στ )65,0...50,0(= .

156

Layihə hesabatında bir tərəfli alın tikişinin uzunluğu təyin olunur

[ ]ıkk

Fl

τ7,0= (10)

Đki alın tikişli birləşmənin möhkəmlik şərti :

[ ]˹kk kl702

Fττ ≤

⋅=

, (11)

Şəkil 36.

Đki tərəfli alın tikişinin uzunluğu

[ ]ıkk

Fl

τ4,1= (12)

Cinah qaynaq tikişlərini də (12) tənliyi ilə hesablayırlar. Bu birləşmələrdə yük tikiş boyu qeyri – müntəzəm paylandığından ,onların tikişlərinin uzunluqlarını kl )60...50(≤ ilə məhdudlaşdırırlar.

Əgər alın tikişinə yalnız əyici moment M təsir edirsə (şəkil 37, a), onda tikişdə gərginliyin paylanması epürü üçbucaq şəklində qəbul olunur:

157

Şəkil 37.

M = Fa= l3

2

22

kl70⋅

*

,maxτ ,

[ ]ık

kl

Mττ ≤=

2max7,0

6 (13)

Əgər alın qaynaq tikişində həm dartıcı qüvvə F və həm də əyici moment M təsir edirsə (şəkil 37, b), onda (9) və (13) ifadələrinə əsasən

158

[ ]ıkk

kl

M

kl

Fττ ≤+=

27,0

6

7,0 (14)

Qaynaq birləşmələrinin layihə hesabatının ardıcıllığı: 1. Qaynaq tikişinin konstruksiyası (uc-uca, üst-üstə), qaynağın növü və elektrodların markası seçilir. 2. Birləşmə üçün buraxılabilən gərginliklər təyin olunur. 3. Qaynaq tikişinin uzunluğu təyin olunur (düsturlarla). 4. Qaynaq birləşməsi çəkilir və birləşdirilən detalların ölçüləri dəqiqləşdirilir.

2.3. Yiv birləşmələri, ümumi məlumat. Yivlərin növləri və parametrləri

Yiv birləşməsi sökülə bilən birləşmə olub maşınqayırmada ən geniş yayılmış birləşmədir. Konstruksiyalarda yivi olan detalların sayı ümumi sayın 60%-dən çoxunu təşkil edir.

Yiv birləşmələrinin əsas müsbət cəhətləri onun yüksək yükgötürmə qabiliyyəti və etibarlığı ,yığılıb – sökülməyinin və yivli detalların dəyişməsinin sadəliyi ,standartlaşdırılmış olduğundan müxtəlif maşın və mexanizmlərdə istifadə edilə bilməsi olmasıdır. Bundan başqa, yiv birləşmələrinin istehsalı ucuz başa gəlir. Birləşmənin əsas mənfi cəhətləri ondan ibarətdir ki, yivdə gərginliklərin konsentrasiyası baş verir ki, bu da siklik yükləmələrdə birləşmənin möhkəmliyini azaldır.

Yivlər haqqında məlumat. Yiv birləşmələrinin əsas elementi yivdir. Əgər müstəvi həndəsi fiquru (üçbucaq, trapesiya və s.) həmişə vintin oxundan keçmək şərtilə vint xətti üzrə gəzdirsək – yiv alırıq (şəkil 38).Yiv alındıqdan sonra silindrik pəstaha sarınmış çıxıntıya vidə deyilir. Bir vidə yivin istənilən nöqtəsindən başlayaraq pəstaha 600 sarınmış çıxıntıya deyilir.

159

Şəkil 38.

Müstəvi fiqurunun formasından asılı olaraq yivlər və onların profili belə adlanır: üçbucaq profilli yiv (şəkil 39, a), dayaq profilli yiv (şəkil 39, b), trapesiya profilli yiv (şəkil 39, c), düzbucaq profilli yiv (şəkil 39, d) və dairəvi profilli yiv (şəkil 39, e). Vint xəttinin yerləşdiyi səth silindr olarsa, yiv silindrik yiv (şəkil 40, M16), konus olarsa konusvari yiv adlanır (şəkil 40, K 3/8ıı).

Şəkil 39.

Vint xəttinin istiqamətinə görə

yivlər sağ (şəkil 41, a) və sol (şəkil 41, b) olur. Sağ yivlərdə vint xətti soldan yuxarı və sağa qalxır. Sol yivlərdən az istifadə olunur. Girişlərinin sayına görə yivlər birgirişli (şəkil 41, b) və çoxgedişli olur (şəkil 41, a üçgedişlidir). Çoxgedişli yivlər vint xətləri üzrə yan-yana duran bir neçə profili gəz- Şəkil 40.

160

dirdikdə alınır. Təyinatına görə yivlər bərkidici, bərkidici-kipləyici və hərəkət

ötürənləri bölünürlər. Bərkidici yivlər yiv birləşmələrində istifadə olunur. Profili

üçbucaq olub yüksək sürtünmə ilə xarakterizə olunur ki, bu da yivin öz – özünə açılmasının qabağını alır. Bundan başqa bərkidici yivlər yüksək möhkəmliyə və hazırlanma texnologiyasına malikdir. Bu qrupa metrik və düymə yivləri aiddir.

Şəkil 41.

Bərkidici – kipləyici yivlərdən kiplik tələb olunan birləşmələrdə istifadə edilir. Bu yivlərin profili də üçbucaqdır, ancaq radial ara boşluqlarsız (şəkil 42). Bu qrupa əsasən boru yivləri aiddir. Bir qayda olaraq, bütün bərkidici yivli detalların yivləri birgedişli olur.

Şəkil 42.

161

Hərəkət ötürən yivlər vintli mexanizmlərdə istifadə edilirlər və əsasən trapesiya profilli olurlar. Düzbucaq profillilər də olur, ancaq çox nadir hallarda. Bu profillər sürtünmənin az olması ilə xarakterizə olunurlar.

Yivlərin əsas həndəsi parametrləri (şəkil 43).Bu parametrlər ağıdakıdırlar:

d– xarici diametr – yivin nominal diametri; d1 – daxili diametr; d2

– orta diametr, yəni vidənin eninin yivin çökəyinə bərabər olan xəyali diametr; p – yivin addımı, yəni oxboyu istiqamətdə iki qonşu vidələrin eyni nöqtələrinə qədər olan məsafə (adətən zirvələrinə qədər);

ph – yivin gedişi. Birgedişli yivlərdə ph = p. Çoxgedişlilərdə ph = zp, burada z – gedişlərin sayıdır; α - yivin profil bucağı (şəkil 39); ψ - yivin yoxuş bucağı (şəkil 43)

2d

ptg h

πψ = .

Şəkil 43.

Yiv birləşmələrinin növləri. Yiv birləşmələrinin əsasən üç növü var: bolt birləşməsi (şəkil 44, a), vint birləşməsi (şəkil 44, b) və sancaq birləşməsi (şəkil 44, c).

162

Şəkil 44.

Bolt birləşmələri öz sadəliyinə görə ən geniş yayılmış

birləşmələrdir. Bolt vasitəsilə qalınlığı nisbətən az olan və tez-tez sökülüb yığılan hissələri birləşdirib bərkitmək üçün istifadə edilir. Boltun əsas qüsurlu cəhəti birləşdirilən hissələrin çəkisini ağırlaşdırılması və birləşməni açıb-bağlamaq üçün iki açardan istifadə edilməsidir (biri qayka üçün, digəri isə boltun başlığı üçün). Bundan başqa, bolt üçün hissələrdə açılan deşik bunların möhkəmlik və sərtliyini azaldır. Hissələrdən biri o birinə nisbətən daha qalın olduqda, eləcə də boltu bərkitmək üçün qaykanı yerləşdirməyə imkan olmadıqda vintdən istifadə edilir.

Vint hissələrin çəkisini bolta nisbətən az ağırlaşdırır. Hissələrin birinin qalınlığı elə olmalıdır ki, onda yiv üçün yuva açmaq mümkün olsun. Əgər birləşmə çox tez-tez açılıb bağlanırsa, onda vintin yuvasındakı yiv yeyilir, bu da birləşmənin möhkəmliyini pozur.

Birləşmə çox tez-tez açılıb bağlanırsa onda sancaq birləşməsindən istifadə edilir. Sancağın hər iki başında yiv açılır. Onun bir başı hissədə açılan yivli yuvaya möhkəm bağlanır. Bunun üçün ya hissə qızdırılır, ya da sancaq soyudulub yuvaya oturdulur. Sonra isə ikinci hissə qayka vasitəsilə bağlanır. Sancaq birləşməsinin mənfi cəhəti hissələrdə istilikdən əlavə gərginliyin yaranması və sancağı yuvaya salıb-çıxarmağın çətin olmasıdır.

163

2.4. Bolt birləşmələrinin möhkəmlik və layihə hesabatı

Ümumi məlumat. Yiv birləşməsinin əsas iş görmə kriterisi möhkəmlikdir. Oxboyu qüvvənin təsirindən boltun (vintin, sancağın) gövdəsində dartılma gərginliyi yaranır, qaykanın isə - sıxılma.

Yivli detalların dağılmasının 90% -i yorğunluq xarakteri daşıyır. Dağılma bir qayda olaraq qaykanın dayaq səthindən birinci və ya ikinci vidə üzrə baş verir. Belə ki, əvvəlcə yiv kəsilmiş gövdə nazilir (şəkil 45), sonra yivin daxili diametri üzrə üzülür. Çox nadir hallarda boltun (vintin) üzülməsi başlığın altından baş verir.

Şəkil 45.

Bütün boltlar, vintlər və sancaqlar standartlaşdırıldıqları üçün

onları gövdənin yiv üzrə üzülməyindən, yivin kəsilməyindən və başlığın üzülməyindən bərabər möhkəmlikli hazırlayırlar. Odur ki, yiv birləşməsinin möhkəmlik hesabatı yalnız bir əsas iş görmə kriterisi – yiv kəsilmiş milin dartılmaya möhkəmliyinə görə aparılır. Üzərində yiv kəsilmiş milin isə ən təhlükəli kəsiyi onun ən kiçik en kəsiyi olan yivin daxili diametri üzrə en kəsiyidir.

Yiv birləşmələrinin layihə hesabatı yivin daxili diametrinin təyinindən ibarətdir (d1).Yivlər standartdan nominal diametr olan xarici diametrə görə (d) seçildiklərindən, d = d1 + 0,94 p təyin olunur və standartdan ona ən yaxın qiymət seçilir. Burada p – yivin addımıdır.

Boltun, vintin və yaxud sancağın uzunluğunu birləşdirilən detalların qalınlığına görə seçirlər. Yiv birləşməsinin digər detallarının

164

(qayka, şayba və s.) ölçüləri standartdan yivin nominal diametrinə görə qəbul edilir.

Yiv birləşmələrinin möhkəmlik və layihə hesabatı onların yüklənmə hallarından asılı olaraq, aparılır.

1. Çəkilməmiş, ancaq xarici dartıcı qüvvə ilə yüklənmiş boltun hesabatı. Belə bolt birləşmələrinə gərginliksiz bolt birləşməsi deyilir. Belə birləşmələrə maşınqayırmada az rast gəlinir. Bunlar əsas etibarı ilə statik yük altında (xüsusən ağırlıq yükləri altında) işləmək üçün istifadə olunur. Belə birləşmədə bolt – onun oxu istiqamətində təsir edən F qüvvəsinin təsirindən dartılır (şəkil 46). Burada boltun qorxulu kəsiyi yivin daxili diametri (d1) üzrə en kəsiyidir. Möhkəmlik şərti

==A

Fdσ [ ]d

d

F

d

Fσ

ππ≤=

21

21

4

4

(15)

burada 4

21d

Aπ

= - boltun təhlükəli kəsiyinin en kəsik sahəsidir;

dσ - boltun təhlükəli kəsiyində yaranan hesabı dartılma gərginliyidir;

F - boltu dartan qüvvədir; d1 - boltun yivinin daxili diametridir; [ ]dσ - bolt üçün dartılmada buraxılabilən gərginlikdir.

[ ][ ]S

haxd

..σσ = (16)

ifadəsindən tapılır. Burada hax.σ - bolt materialı üçün axma həddidir,

materialdan asılı olaraq cədvəldən götürülür; [ ]S - buraxılabilən

ehtiyat əmsalıdır, materiala görə cədvəldən götürülür. Layihə hesabatında, möhkəmlik şərtindən (3.15) istifadə edərək

boltun yivinin daxili diametri təyin olunur:

[ ]d

Fd

σπ4

1 = = [ ]d

F

σ13,1 (17)

Şəkil 46.

165

burada π4

13,1≈ .

2. Bolt həm dartılır həm də burulur. Belə hal bolt qayka ilə dartıldıqda baş verir. Qayka detala söykəndikdən sonra da onun bağlanmağı davam edilsə ,qayka detala söykənərək boltu F qüvvəsilə dartacaq, özü isə sıxılacaq. Bundan əlavə, burada yivlər arasında yaranan sürtünmə qüvvələrinin təsirindən boltun gövdəsi burulmaya da işləyəcək. Belə bolt birləşməsinə gərginlikli birləşmə deyilir. Qeyd edək ki bu halda bolta xarici yük təsir etmir.

Belə yüklənmiş bolt birləşməsində dartılmada yaranan gərginlikdən dσ başqa, burulmadan toxunan gərginlik τ -da yaranır.

Qaykanın bağlanmasından boltda yaranan dartıcı qüvvədən dartılma gərginliyi

2

1

4

d

Fd π

σ = (18)

Gövdənin burulmasından yaranan toxunan gərginlik

==pW

Tτ

31

31

2 16

16

)(5,0

d

T

d

Ftgd ı

ππϕψ

=+

(19)

burada )(5,0 2ıFtgdT ϕψ += - qaykanın bağlanmasından boltun

gövdəsində yaranan burulma momentidir; d2 – yivin orta diametridir;

ψ - yivin yoxuş bucağıdır; ıϕ - gətirilmiş sürtünmə əmsalı adlanır;

16

31d

Wp

π= - polyar müqavimət momentidir; 1d - boltun

yivinin daxili diametridir. Ekvivalent gərginlik

2

31

2

21

22 163

43

+

=+=

d

T

d

FdE ππ

τσσ (20)

166

(20)-ci ifadəyə T – nin qiymətini yazsaq və 2

1

4

d

Fd π

σ = ifadəsini kök

altından çıxartsaq alırıq

( )2

1

2121

+

+= ı

dE tgd

dϕψσσ (21)

Nəzərə alsaq ki, əsas bərkidici yiv olan metrik yivlər üçün

ıo302=ψ , 12,11

2 =d

d və polad cütü üçün sürtünmə əmsalı f = 0,15 –

yə 101 408=ϕ uyğun gəlir, (3.21) ifadədən alırıq

dE σσ 3,1≈ (22)

Beləliklə gördük ki ekvivalent gərginlik yalnız dartılma gərginliyi ilə ifadə olundu. Bu yükləmə halı üçün möhkəmlik şərti

[ ]dd σσ ≤3,1 və buradan

[ ]

3,1d

d

σσ ≤ (23)

Aldığımız ifadədən belə nəticəyə gəlmək olur ki, həm dartılmaya, həm də burulmaya işləyən yiv birləşmələrini yalnız dartılmaya hesablamaq olar bu şərtlə ki ,dartılmada buraxılabilən gərginlik 1,3 dəfə azaldılmış olsun. Bu fikri başqa cür belə ifadə etmək olar: həm dartılmaya ,həm də burulmaya işləyən yiv birləşmələrini yalnız dartılmaya kimi hesablamaq olar bu şərtlə ki, qaykanın çəkilməsindən yaranan (F) dartıcı qüvvə ondan 1,3 dəfə çox olan hesabı dartıcı qüvvə ilə (FH) əvəz olunsun, yəni FH = 1,3 F olsun.

Deyilənləri nəzərə alaraq, möhkəmlik şərti

[ ]dH

dd

Fσ

πσ ≤=

21

4 (24)

və ya [ ]ddd

Fσ

πσ ≤=

21

3,1*4 (25)

Layihə hesabatında (25) ifadəsindən istifadə edərək boltun yivinin daxili diametri təyin olunur

167

[ ] [ ]dd

FFd

σσπ3,1

3,1*41 == (26)

burada 3,13,1*4≈

π.

3. Bolt yuvaya ara boşluğu ilə oturdulub və oxuna

perpendikulyar qüvvə ilə yüklənib (F).Boltu yuvasına ara boşluğu ilə oturdarkən ,onun qaykasını elə çəkmək lazımdır ki, boltun oxu istiqamətində yaranan F0 (şəkil 47) qüvvəsinin təsirindən birləşdirilən detalların toxunma səthində yaranan sürtünmə qüvvələri (Ff) oxuna perpendikulyar qüvvəni (F) müvazinətləşdirsin və ya ondan artıq olsun. Başqa sözlə,

FfFF f ≥= 0 olsun. Buradan f

FF =0 . Burada f - toxunma səthində

sürtünmə əmsalı olub, çuqun və polad səthlər üçün 0,15...0,20 götürülür. Belə birləşmədə , qayka çəkildiyindən bolt həm dartılır, həm də burulur (ikinci yüklənmə halı).Belə yüklənmə halının hesabatını apardıqda detallar arasında qarşılıqlı sürüşmə olmasın deyə hesabat vaxtı k = 1,2 ehtiyat əmsalından istifadə edilir.

Layihə hesabatında yuxarıda deyilənləri nəzərə almaqla boltun yivinin daxili diametri təyin olunur (bax (26) ifadəsinə və ehtiyat əmsalını nəzərə al)

[ ] [ ] [ ] [ ]d

0

d

0

d

0

d

01

F41

F246F21314kF314d

σσπσπσπ,

,,,,==

⋅⋅=

⋅⋅= (27)

Şəkil 47.

168

burada π24,6

4,1≈ . (27) ifadəsinə qaykanın çəkilməsindən

yaranan dartıcı qüvvəni (F0) birləşməyə təsir edən xarici qüvvə ilə əvəz etsək, onda bir toxunan səthi və cəmi bir bolt olan birləşmə üçün

[ ]df

Fd

σ4,11 = alırıq. (28)

Birləşmədə boltların və toxunan səthlərin sayı çox olduqda

fiz

FF =0 (29)

Burada i – toxunan səthlərin sayıdır (şəkil 47-də ikidir); z – boltların sayıdır. Bunları və (27) ifadəsini nəzərə alsaq

[ ]dfiz

Fd

σ4,11 = (30)

4. Bolt yuvaya ara boşluqsuz oturdulub və oxuna perpendikulyar (F) qüvvəsi ilə yüklənib (şəkil 48).

Boltu yuvasına araboşluqsuz oturtduqda, oxuna perpendikulyar

qüvvəni boltun gövdəsi qəbul edir. Bu zaman bolt kəsilməyə işləyir. Şəkil 48, a-da adi bolt, 48, b–də isə konusvari bolt göstərilmişdir. Belə birləşmədə boltun gövdəsi detalların toxunan səthi üzrə

kəsilə bilər. Möhkəmlik şərti

Şəkil 48.

169

[ ]KKd

Fτ

πτ ≤=

4

20

; (31)

burada Ad

=4

0π - boltun gövdəsinin təhlükəli kəsiyidir; Kτ və

[ ]Kτ - müvafiq olaraq boltun təhlükəli kəsiyində hesabı və

buraxılabilən gərginliklərdir; d0 – boltun gövdəsinin təhlükəli kəsiyinin diametridir.

Layihə hesabatında möhkəmlik şərtindən istifadə edərək boltun təhlükəli kəsiyinin diametri təyin edilir

[ ] [ ]KK

FFd

ττπ13,1

40 == (32)

burada 13,14≈

π. (31) ifadəsindən istifadə edərək boltun oxuna

perpendikulyar istiqamətdə təsir edən xarici qüvvənin buraxılabilən qiymətini də tapmaq olar.

2.5. Đşgil birləşməsi haqqında məlumat. Möhkəmlik və layihə hesabatı

Ümumi məlumat. Burucu moment ötürmək üçün val ilə topu

birləşdirən detala işgil deyilir (şəkil 49). Konstruksiyasının sadəliyi, işdə etibarlığı və aşağı maya dəyərinə görə işgil birləşmələrindən maşınqayırma-da çox geniş istifadə edilir.

Đşgil birləşmələrinin mənfi cəhəti kimi val və topun işgil yuvası ilə zəiflənməsini və burada gərginliklərin konsentrasiyasıdır ki, bu da valın

Şəkil 49.

170

yorğunluq müqavimətini azaldır. Đşgillər standartlaşdırılmışdır. Odur ki, onların ölçüləri müvafiq

standartlardan götürülür. Đşgil birləşməsi gərginliksiz və gərginlikli olmaqla iki qrupa

ayrılır. Gərginliksiz birləşmələrə prizmatik və seqment şəkilli işgil

birləşmələri aiddir. Đşgillərin növləri şəkil 50-də göstərilmişdir. Burada a və b prizmatik işgillərdir, a-nın ucları yuvarlaqlaşdırılıb; c və d –də prizmatik işgillərdir, ancaq valda onları bərkitmək üçün gövdələrində deşiklər açılıb;

Şəkil 50. e - seqment şəkilli işgildir; k, f və g-pazvarı işgillərdir, ancaq f

və k – başlıqsızdırlar. Maşınqayırmada ən geniş yayılmış işgil birləşmələri – gərginliksizlərdir. Odur ki yalnız onlara baxacağıq. Đşgil birləşmələri söküləbilən birləşmələrdir.

Prizmatik işgil birləşmələri. Prizmatik işgillər val və topda açılmış yuvaya, heç bir xarici qüvvə tətbiq edilmədən sərbəst oturdulur. Prizmatik işgil birləşməsi gərginliksiz birləşmə olub, yalnız burucu momenti ötürə bilir. Ucları yuvarlaqlaşdırılmış (şəkil 50, a) və düz olur (şəkil 50, b).

Belə işgil, fırlanan maşın detalının valın oxu istiqamətində hərəkətinə mane olmur. Ona görə də prizmatik işgilin üzərinə oturdulmuş detal əlavə olaraq vint və yaxud digər üsullarla bərkidilməlidir. Bəzi hallarda, texnoloji prosesin tələblərindən asılı olaraq, prizmatik işgillər uzun hazırlanır və üzərinə oturdulmuş detal

171

val boyu sürüşdürülür. Belə hallarda işgilləri vala vint vasitəsilə bərkidirlər (şəkil 50, c və d).

Şəkil 51.

Prizmatik işgil birləşməsi yığıldıqdan sonra işgil ilə top

arasında boşluq yaranır (şəkil 51, a).Məs bu səbəbdən bu işgillər vasitəsilə hissələr val üzərində yaxşı mərkəzləşir ki, bu da onların müsbət cəhətlərindən biridir.

Prizmatik işgildə burucu moment onun yan səthi ilə ötürülür (şəkil 51, a). Nəticədə burada əzilmə gərginliyi (σ əz) yaranır.

Bundan başqa, birləşmə işlədikdə o, A – A sahəsi üzrə sürüşərək kəsilə də bilər (şəkil 52).

Prizmatik işgilin yoxlama hesabatı əsasən əzilməyə görədir. Buna baxmayaraq, kəsilməyə görə də aparılır və nəticələr müqayisə edilir.

Ucları yuvarlaqlaşdırılmış işgil hesablandıqda, onun tam uzunluğu yox, yuvarlaqlaşdırılmış

hissəni çıxdıqdan sonra qalan hissə nəzərə alınmalıdır, yanı lh (şəkil 51, a).

Şəkil 52.

172

lh = l – 2 r .Burada r yuvarlaqlaşma radiusu olub 2r≈b, b – işgilin enidir (şəkil 52), l – işgilin tam uzunluğudur. Gərginliksiz işgil birləşmələri (prizmatik və seqment şəkilli) aşağıdakı ardıcıllıqla hesablanırlar:

1. Valın diametrindən və ötürülən burucu momentin qiymətlərindən asılı olaraq standartdan işgil seçilir.

2. Standartdan seçilmiş işgilin hündürlüyü (h) və eni (b) götürülür.

3. Đşgilin uzunluğu seçilir. Belə ki, o topun uzunluğundan 5...10 mm gödək olmalıdır. Təyin olunmuş uzunluğa görə standartdan ona ən yaxını götürülür.

4. Birləşmənin əzilməyə və kəsilməyə möhkəmliyi yoxlanır. Əzilməyə görə möhkəmlik şərti

σ əz = [σ≤2lt

Ftəz ]. (33)

Burada d

TFt

2= - valın diametrinə (d) (şəkil 51, a) toxunan

istiqamətə yönəlmiş çevrəvi qüvvədir; t2 = h-t1 ≈0,4h – işgilin topa girən hissəsinin hündürlüyüdür (topla kontakta olan hündürlük); T – burucu momentdir (şəkil 51, a); lt2 - əzilən sahədir; σ əz və [σ əz ] -

müvafiq olaraq hesabı və buraxılabilən əzilmə gərginlikləridir. Topu polad olan birləşmələrdə [σ əz ] = 110...190 MPa, çuqun olanlarda isə

- 70...100 MPa. Ft-nin qiymətini (33)-ə yazsaq alırıq

σ əz = [σ≤2

2

dlt

Təz ] (34)

Kəsilməyə görə hesabat. Kəsilmədə yaranan toxunan gərginliklər (şəkil 52)

[ ]KKdlb

Tττ ≤=

2 (35)

burada b –işgilin enidir; Kτ və [ ]Kτ - müvafiq olaraq hesabı və

buraxılabilən toxunan gərginliklərdir; [ ]Kτ = 70...100 MPa götürülür;

lb – təhlükəli kəsiyin sahəsidir (A –A üzrə, şəkil 52).

173

Layihə hesabatında möhkəmlik şərtindən işgilin tələb olunan uzunluğu tapılır və sonra standartlaşdırılır.(3.34) ifadəsindən istifadə edərək əzilməyə möhkəmlik şərtindən işgilin uzunluğu

l =2T/dt2 [σ əz ]. (36)

Kəsilməyə möhkəmlik şərtindən işgilin uzunluğu (35-dən) l = 2T/db [ ]Kτ . (37)

(36) və (37) ifadələrindən tapılmış uzunluqlardan daha uzun olanı götürülür və standartlaşdırılır. Ucları yuvarlaqlaşdırılmış işgillərin hesabatında (34), (35), (36) və (37) ifadələrində l əvəzinə lh yazılır ( lh = l – b ,burada b işgilin enidir).

Əgər möhkəmlik şərti ödənmirsə onda valda 120 və yaxud 1800 bucaq altında yerləşən iki işgildən istifadə edilir.

Seqment şəkilli işgillər. Bu işgilin özü şəkil 50,e-də, bütövlükdə birləşmə isə şəkil 51, b-də göstərilmişdir. Belə işgillər, əsas etibarı ilə kiçik burucu momenti ötürmək üçün işlədilir, çünki onların oturdulması üçün val üzərində dərin nov açmaq lazımdır ki, bu da valı prizmatik işgildən daha çox zəiflətməklə seqment şəkilli işgillərin əsas mənfi cəhətidir. Seqment şəkilli işgillərin müsbət cəhəti kimi onların birləşməsinin texnoloji cəhətdən daha asan və əlverişli olmasıdır.

Seqment şəkilli işgillərin hesablanma qaydası prizmatik işgillərdə olduğu kimidir. Belə ki, bu işgillərin də möhkəmlik şərtləri (34) və (35) ifadələri ilə yoxlanılır, uzunluqları isə (36) və (37) ifadələri ilə tapılır.

Bu işgildə də əgər möhkəmlik şərti ödənmirsə onda valda 120 və yaxud 1800 bucaq altında yerləşən iki işgildən istifadə edilir. Bundan başqa, seqment şəkilli işgil birləşmələrində valda açılmış bir nova 2 – 3 işgil yerləşdirməyə icazə verilir.

174

2.6. Şlis birləşmələri haqqında məlumat. Möhkəmlik və layihə hesabatı

Şlis birləşməsi – üzərində çıxıntılar açılmış val ilə daxili səthində girintilər açılmış topdan ibarətdir (şəkil 53 və 54). Şlis birləşmələrinə, şərti olaraq, işgilləri valla birgə hazırlanmış çoxişgilli birləşmə kimi baxmaq olar. Onlardan detalların (dişli çarx, qasnaq, təkər və s.) toplarını val ilə hərəkətsiz və hərəkətli birləşdirmək üçün istifadə edilir.

Şəkil 53.

Şlis birləşmələri standartlaşdırılıb. Đşgil birləşmələrinə nisbətən aşağıdakı müsbət cəhətləri var: radial ölçüləri kiçikdir; yüksək yükgötürmə qabiliyyətinə malikdir; valın en kəsiyi nisbətən az zəifləyir; birləşdirilən detalların mərkəzləşməsi yaxşı olur.

Şlis birləşməsinin mənfi cəhəti ondan ibarətdir ki, hazırlanması çətindir və ona görə də maya dəyəri nisbətən yüksəkdir.

Şlis birləşmələri söküləbilən birləşmələrə aiddir.

Şəkil 54.

175

Şəkil 55.

Dişlərin profilinin formasından asılı olaraq şlislər düzbucaq (şəkil

55, a), evolvent (şəkil 55, b) və üçbucaq profilli olur (şəkil 55, c). Maşınqayırmada ən geniş yayılmışı düzbucaq profilli şlislərdir. Səbəbi ondan ibarətdir ki, bunların hazırlanması nisbətən asan olmaqla, həm də asan yığılıb-sökülürlər. Düzbucaq profilli şlislərin valda sayı 4...20 olur.

Evolvent profilli şlislərdə çıxıntı – diş və girintilər evolvent əyrisi üzrə hazırlanır. Bu şlislərin möhkəmliyi düzbucaqlılardan daha yüksəkdir. Ancaq hazırlanması daha çətindir. Bunların da dişlərinin sayı 4...20 olur.

Üçbucaq profilli şlis əsasən tərpənməz birləşmələrdə kiçik burucu momenti ötürmək üçün tətbiq edilir. Dişlərinin sayı – 70-ə qədər olur.

Düzbucaq profilli şlislər üç üsul ilə mərkəzləşdirilir: yan səthinə görə (şəkil 56, a), daxili diametrinə görə (şəkil 56, b) və xarici diametrinə görə (şəkil 56, c).

Şəkil 56.

176

Şlis birləşmələrinin hesabatı. Şlis birləşmələrində burucu moment dişlərin yan səthi ilə ötürülür. Odur ki, möhkəmlik hesabatı, əsasən, onun dişlərinin yan səthlərinin əzilməyə yoxlanmasından

ibarətdir (şəkil 57). Hesabat vaxtı fərz edirlər ki,

dişlərin yan səthi üzrə yük müntəzəm paylanır, ancaq birləşmə-nin hazırlanması vaxtı baş verən qeyri-dəqiqliklərdən işdə dişlərin ümumi sayının yalnız 75%- i iştirak edir (yanı dişlərin işləməsinin qeyri –bərabərlik əmsalı Kq =0,75).

Əzilmədə möhkəmlik şərti

σ əz= [σ≤AzdK

T

mq

2əz ] . (38)

Burada: T –burucu momentdir, MPa; z – dişlərin sayıdır (d –dən asılı olaraq standartlardan götürülür); dm = (D – d)/2 –birləşmənin orta diametridir, mm; A=li [ ]rfdD −−− 2/)( - bir dişin əzilmə sahəsidir, mm;

li –dişlərin işçi uzunluğudur, mm; D,f,r –(bax şəkil 57) d-dən asılı olaraq standartdan götürülür; [σ əz ] - əzilmədə buraxılabilən gərginlikdir. Poladların səthi

bərkliklərindən asılı olaraq [σ əz ] = 30...150 MPa.

Layihə hesabatında dişin en kəsiyinin ölçülərini standartdan götürdükdən sonra, möhkəmlik şərtindən istifadə edərək (3.38) dişin işçi uzunluğu tapılır. Bunun üçün ,əvvəlcə, (38) ifadəsinə A –nın qiyməti qoyulur.

σ əz= [ ] [σ≤−−− rfdDlzdK

T

imq 2/)(

2əz ] (39)

buradan [σmqi zdKTl /2= əz ] [ ]rfdD −−− 2/)( . (40)

Topun uzunluğu aşağıdakı kimi tapılır lt = li + 4...6 mm

Şəkil 57.

177

III-Fəsil. ÖTÜRMƏLƏR

3.1. Ötürmələr haqqında məlumat.

Bütün müasir mühərriklər qabarit ölçülərini azaltmaq və maya dəyərini aşağı salmaq üçün bucaq sürətlərini çox kiçik bir diapazonda dəyişməklə itisürətli hazırlanırlar. Mühərrikin itisürətli valı bilavasitə işçi maşının valı ilə çox nadir halda birləşdirilir (ventilyator və s. kimi). Əksər hallarda işçi maşının iş rejimi mühərrikin iş rejimi ilə üst-üstə düşmür. Belə hallarda müxtəlif ötürmələrdən istifadə edilir.

Şəkil 58.

Mexaniki enerjini müəyyən məsafəyə ötürmək üçün istifadə

olunan qurğulara ötürmələr deyilir. Mexaniki enerjini müəyyən bir məsafəyə ötürərək ötürmələr, lazım gəldikdə, aşağıdakı funksiyaları da yerinə yetirə bilirlər:

1. Bucaq sürətlərini azaltmaq və artırmaq, müvafiq olaraq burucu momentləri artıra və yaxud azaldaraq;

2. Hərəkətin bir növünü digərinə çevirmək (fırlanma hərəkətini irəliləmə-geriləmə hərəkətinə, bərabərsürətli hərəkətə, dəyişən sürətli hərəkətə və s.);

3. Maşının işçi orqanının bucaq sürətini tənzimləmək; 4. Hərəkəti əksinə çevirmək (düz gediş və əksinə gediş);

178

5. Mühərrikdən alınan enerjini ayrı-ayrı maşınlar və ya işçi orqanların arasında paylamaq.

Hərəkəti ötürmək prinsipinə görə mexaniki ötürmələr aşağıdakı iki qrupa bölünür:

1. Sürtünmə ilə ötürmələr (friksion – şəkil 58, a və qayış –şəkil 59, a və s.).

2. Đlişmə ilə ötürmələr (dişli - şəkil 58, b; sonsuz vint - şəkil 58, c; zəncir - şəkil 59, b; vint-qayka ötürməsi - şəkil 58, d, e) .

Aparan və aparılan bəndlərin birləşdirilməsi üsulundan asılı olaraq ötürmələr: bilavasitə toxunma ilə (friksion, dişli, sonsuz vint, vint - qayka ötürməsi – şəkil 58) və elastik əlaqəli

(qayış, zəncir –şəkil 59). Elastik əlaqəli ötürmənin müsbət cəhəti ondan ibarətdir ki, aparan

və aparılan vallar arasında xeyli məsafənin olması mümkündür.

3.2. Ötürmələrin əsas kinematik və qüvvə asılılıqları

Bütün mexaniki ötürmələrdə iki əsas bənd olur: giriş (aparan) və çıxış (aparılan). Çoxpilləli ötürmələrdə bu bəndlər arasına aralıq bəndləri də daxil edilir. Burucu moment ötürən bəndlərə aparan, aparandan hərəkətə gələn bəndlərə isə aparılan bənd deyilir.

Aparan bəndlərə aid bütün parametrlər - 1, aparılana aid isə - 2 indeksi ilə işarələnir. Məsələn, 11111 ,,, TPvd ω - müvafiq olaraq aparan

valda diametr, çevrəvi sürət, bucaq sürəti, güc, burucu moment ; 22222 ,,,, TPvd ω - həmin parametrlər aparılan valda.

Şəkil 59.

179

Bütün mexaniki ötürmələr aşağıdakı əsas parametrlərlə xarakterizə edilirlər (şəkil 60): çıxışdakı güclə - P2 ,kVt; aparılan bəndin bucaq sürəti 2ω (rad/s)

və ya fırlanma tezliyi n2 döv/dəq (dəq-1 ) ilə; və ötürmə nisbəti u ilə. Bunlardan başqa, ikinci dərəcəli parametrlər var ki, bunlardan da hesabat vaxtı tez-

tez istifadə edilir. Bunlar aşağıdakıdırlar. Faydalı iş əmsalı (f.i.ə.)

.1

2

P

P=η (41)

Bir neçə ardıcıl birləş-miş çoxpilləli ötürmə üçün (məsələn, şəkil 61 də göstərilən kimi), ümumi f.i.ə aşağıdakı düsturla təyin olunur

η ü = ,...21 nηηη (42)

burada nηηη ..., 21 - hər

bir kinematik cütün, həmçinin güc itkisi olan digər bəndlərin (yastıq və s.) f.i.ə.-dır.

Aparan və yaxud aparılan bəndin çevrəvi sürəti (m/s) 2/dv ω= , (43)

burada d - diyircəyin, qasnağın, təkərin və s. diametridir, m. Burada aparan bənd üçün -1, aparılan üçün isə -2 indeksi yazılır. Ötürmənin çevrəvi qüvvəsi (N)

Ft = P/v = 2T/d (44) burada P ötürülən gücdür, Vt . Burucu moment, (Nm)

Şəkil 60.

Şəkil 61.

180

T = P/ω = Ft d/2, (45) burada P –Vt; d –m;ω - rad/s. Aparan valın burucu momenti T1 aparan qüvvələrin momentidir,

odur ki, onun istiqaməti valın hərəkətinin istiqaməti ilə üst-üstə düşür. Aparılan valın momenti T2 –müqavimət qüvvələrinin momentidir, ona görə onun istiqaməti valın hərəkət istiqamətinə əks olur.

Ötürmə nisbəti. Mexaniki ötürmənin ötürmə nisbəti, aparan bəndin bucaq sürətinin aparan bəndin bucaq sürətinin nisbətinə deyilir. Güc axını istiqamətində hesablanan ötürmə nisbətini u12 ilə işarə etsək, hesabı düstur

u12 =2

1

2

1

n

n=

ωω

,

burada ω -rad/s; n – dəq-1. u12>1 olduqda , 1ω > 2ω olur və belə ötürmə yavaşıdıcı olmaqla –

reduktor adlanır. u12<1 olduqda , 21 ωω < olur və belə ötürmə

sürətləndirici olmaqla – multiplikator adlanır. Ötürmə çoxpilləlidirsə (şəkil 61), onda onun ümumi ötürmə

nisbəti ayrı-ayrı pillələrin ötürmə nisbətlərinin hasilinə bərabər olur, yəni

uü = u1 u2 ...un (46) Qeyd etmək lazımdır ki, ötürmə nisbəti anlayışından başqa

ötürmə ədədi anlayışı da var. Ötürmə nisbətindən fərqli olaraq, ötürmə ədədi həmişə müsbət olmaqla vahiddən az olmur. Ötürmə ədədi güc axınının istiqamətini nəzərə almayaraq, ötürməni yalnız qiymətcə xarakterizə edir. Məsələn, əgər hər hansısa ötürməyə dişli çarx ötürməsi də daxildirsə və çarxların birinin dişlərinin sayı Z2 = 50, digərinin isə Z1=25 dirsə, onda dişli çarxın ötürmə ədədi u = 50 / 25 = 2.

181

3.3. Qayış ötürmələri

Ümumi məlumat. Qayış ötürməsi sürtünmə ilə ötürmələrə aid olmaqla elastik əlaqəli ötürmədir. Qayış ötürməsi diametri d1 olan aparan və d2 olan aparılan qasnaqlardan və onların üzərinə tarım geyindirilmiş qayışdan ibarətdir (şəkil 62).Burada güc qayışla qasnaqlar arasında yaranan sürtünmə qüvvəsi hesabına ötürülür.

Şəkil 62.

Qayışın en kəsiyinin formasından asılı olaraq müxtəlif qayış ötürmələri var:

yastı (şəkil 62, a), pazvarı (şəkil 62, b), dairəvi (şəkil 62, c) və çoxpazlı (şəkil 62, d). Müasir maşınqayırmada ən geniş yayılmışları pazvarı və çoxpazlı ötürmələrdir.

Qayış ötürməsinin bir sıra üstünlükləri və qüsurları vardır Üstünlükləri: 1. Ötürmənin konstruksiyası sadə olub, ucuz başa gəlir. 2. Ötürmə səlis və səssiz işləyir. 3. Qayış qoruyucu üzv rolunu oynayaraq (sürüşərək) detalları çox

böyük yükləmələrdən qoruyur. 4. Hərəkəti uzaq məsafəyə (15 m-dək) ötürməyə imkan olur. 5. Qulluq edilməsi sadədir. 6. Hərəkəti fəzada müxtəlif vəziyyətdə yerləşmiş vallar arasında

ötürmək mümkündür. Mənfi cəhətləri: 1. Qabarit ölçüləri böyük olur, xüsusilə böyük güclər ötürdükdə.

182

2. Đtisürətli ötürmələrdə qayışın uzunömürlülüyü az olur. 3. Qayış tarım geyindirildikdən vallar və yastıqlara böyük güc

düşür. 4. Qasnaqlar üzərində qayışın elastik sürüşməsi baş verdiyindən

ötürmə ədədi sabit olmur. 5. Qayış işlədikdə onun səthində müəyyən elektrik yükü yığılır

.Buna görə də partlayış təhlükəsi olan yerlərdə qayış ötürməsindən istifadə etmək məsləhət görünmür.

Tətbiq sahəsi. Qayış ötürmələrindən ötürmə ədədinin (u) sabit qalmasına çox böyük tələbat olmadıqda və hərəkəti, adətən, elektrik mühərrikindən hər hansısa bir (a) məsafəsinə ötürmək üçün istifadə olunur (dəzgahların, transportyorların, yol və tikinti maşınların intiqallarında).

Çoxpilləli ötürmələrdə qayış ötürməsindən, adətən, itisürətli pillə kimi istifadə edilir.

Qayış ötürməsi ilə ötürülən güc adətən 50 kVt –a qədər, nadir hallarda 1500 kVt ola bilər .

Qayışın sürəti v = 5...50 m/s qədər yüksək sürətli ötürmələrdə isə ≈ 100 m/s qədər ola bilər.

Gücün və qayışın sürətinin məhdudlaşdırılması ötürmənin qabarit ölçülərinin çox böyüməsi ilə bağlıdır.

Qayış ötürməsinin maksimum ötürmə ədədi umax = 5...6. Kinematikası və həndəsi ölçüləri. Đş vaxtı qayışla qasnaq

arasında müəyyən bir sürüşmə baş verdiyindən aparan və aparılan qasnaqlardakı müvafiq olaraq v1 və v2 xətti sürətlər bir-birindən ∆ v qədər fərqlənəcəkdir:

v1 = v2 +∆ v. Bu ifadənin hər iki tərəfini v1 bölüb ∆ v/v1 = ε işarə etsək,

alırıq:

,11

2 ε−=v

v )1(12 ε−= vv ,

burada 02,0...01,0=ε - sürüşmə əmsalı adlanır.

183

Nəzəri mexanikadan məlumdur ki, fırlanma hərəkətində xətti

sürət v=2

dR ωω = . Digər tərəfdən, bucaq sürəti fırlanma tezliyi ilə

aşağıdakı kimi ifadə edilir: 30

nπω = . Bunları nəzərə alaraq,

60230

nddnv

ππ== . Onda aparan və aparılan qasnaqlardakı xətti sürətlər

;60

111

dnv

π=

6022

2

dnv

π= (47)

burada: d1 və d2 - müvafiq olaraq aparan və aparılan qasnaqların diametrləridir, m; n1 və n2 - onların fırlanma tezliyidir, dəq-1.

Ötürmə nisbəti u = n1 / n2 (48)

(47) ifadəsindən n1 və n2 -in qiymətini (48) yazsaq, ötürmə ədədini qasnaqların diametrlərinə bağlaya bilərik

)1()1(60

60

1

2

11

21

12

21

12

21

2

2

1

1

2

1

εεπ

π−

=−

=====d

d

dv

dv

dv

dv

dv

dv

d

v

d

v

n

nu . (49)

ε -un qiymətinin az olması imkan verir ki, u = 1

2

d

d qəbul

olunsun. Qayış ötürməsindəki (şəkil 63) həndəsi asılılıqları müəyyən-

ləşdirək. Həmin şəkildən πβαβα =+=+ ;180000 . Burada α -

qayışın kiçik qasnağı əhatə bucağıdır.

O1KO2 üçbucağından sin a

dd

OO

KO

2212

21

2 −==

β.

Kiçik bucaqlar üçün a

dd

2212 −≈

β və

a

dd 12 −=β rad

012 57a

dd −≈ onda βπα −=1 və

184

a

dd 121

−−= πα , rad və ya 0120

1 57180a

dd −−=α .

Şəkil 63.

Burada, dərəcə ilə radian arasındakı əlaqə 57180

2

360 00

≈=ππ

.

1α bucağını ötürmə nisbəti ilə ifadə edək. Bunun üçün 12 udd =

olmasını nəzərə alaq. Onda ,

010011001201 57

)1(1805718057180

a

ud

a

dud

a

dd −−=

−−=

−−=α (50)

olur. Qayışın uzunluğu (şəkil 63)

DACDBCAB lllll +++= ∪∪

∆O1KO2 -dən lBC = lDA = O1K = O1O2 cos2

β =

2cos

βa və

);(22

11

1 βπα −==∪

ddl AB )(

22 βπ +=∪

dl CD olduğundan,

).(22

cos2)(2

21 βπβ

βπ +++−=d

ad

l

185

cos x –in Teylor sırasına ayrılması ifadəsindən

2

212

2

8

)(1

2

))2/((1

2cos

a

dd −−=−≈

ββ onda:

).2

1(22

)(

2

21212 β

βπ −+−

++

= adddd

l (51)

Nəzərə alsaq ki, a

dd 12 −=β və bu qiyməti (3.51) -ə yazsaq,

qayışın uzunluğunu

a

ddddal

4

)()(

22

212

12

−+++=

π (52)

alırıq. (3.52) ifadəsini a –ya görə həll etsək ,qasnaqların mərkəzləri arasındakı məsafəni tapmış oluruq

8

)(8))(2()(2 212

21212 ddddlddl

a−−−−++−

=ππ

(53)

Ötürmənin hesablanması anlayışı. Qayışın iş qabiliyyəti, iş zamanı onun yaratdığı faydalı gərginliklə müəyyən edilən dartma qabiliyyəti ilə xarakterizə edilir. Qayışın dağılmasına səbəb onun dəyişən gərginliklər altında işləməsidir. Bir tam qaçışında o, qasnaqları əhatə edərək iki dəfə əyilir. Đki əyilmə və iki düzxətli sahələri nəzərə almaqla, qayışda yaranan gərginliklər bir tam qaçışda dörd dəfə dəyişir ki, bu da materialın yorğunluğu nəticəsində qayışın dağılmasına səbəb olur.

3.4. Zəncir ötürmələri

Ümumi məlumat. Zəncir ötürməsi aparan 1 və aparılan 2 ulduzcuqlardan və onları əhatə edən zəncirdən 3 ibarətdir (şəkil 64). Zəncir ötürməsi elastik əlaqəli ötürmədir. O, hərəkəti ulduzcuqlarla zəncir arasında baş verən ilişmə vasitəsilə müəyyən məsafəyə ötürür.

186

Zəncir ötürməsi vasitəsilə hərəkəti bir aparan valdan 1 bir neçə aparılan vala 2 ötürmək mümkün olur (şəkil 65).

Şəkil 64. Təyinatından asılı olaraq intiqal, dartı və yük zəncirləri

mövcuddur. Ötürmələrdə yalnız intiqal zəncirlərindən istifadə edilir, odur ki, yalnız onlara baxacağıq.

Zəncir ötürmələrinin aşağıdakı müsbət cəhətləri vardır: 1. Hərəkəti uzaq məsa-

fəyə ötürə bilir (8 m qədər). 2. f.i.ə. böyük olur

( −= 98,0η ə qədər).

3. Ötürmə ədədi sabit olur.

4. Qayış ötürməsinə nisbətən vallara və onların dayaqlarına təsir edən qüvvələr az olur.

5. Hərəkəti bir zəncir vasitəsilə bir neçə vala (ulduzcuğa) ötürə bilər.

6. Ötürmə ədədi böyük götürülə bilər ( 8≤u ). 7. Qayışa nisbətən zəncir daha möhkəm olduğundan, daha böyük

güc ötürmək olur.

Şəkil 65.

187

Bunlarla yanaşı, zəncir ötürmələrinin aşağıdakı mənfi cəhətləri var:

1. Zəncir oynaqlarının yeyilməsi onun uzanmasına və ötürmənin qeyri-müntəzəm işləməsinə səbəb olur.

2. Qayış ötürmələrinə nisbətən qurulması daha böyük dəqiqlik tələb etməklə, qulluğu da nisbətən çətindir.

3. Zəncirlərin hazırlanması baha başa gəlir. 4. Đş vaxtı səs edir və titrəmə əmələ gəlir. 5. Zəncirin tarımlığı vaxtaşırı tənzimlənməlidir. Tətbiq sahəsi. Zəncir ötürmələri vasitəsilə 100 kVt qədər güc, 15

m/s qədər zəncirin sürəti və 8 -ə qədər ötürmə ədədi olan yerlərdə istifadə etmək olar.

Zəncir ötürmələri həm yavaşıdıcı ,həm də sürətləndirici ötürmə kimi istifadə edilir (məsələn, velosipedin arxa təkərinə hərəkət verən zəncir ötürməsi-sürətləndiricidir). Onlardan nəqledici vasitələrdə, konveyerlərdə, elevatorlarda, kənd təsərrüfatı və avtomobil maşınqayırmasında, dəzgahqayırma, dağ-mədən, neft, kimya və maşınqayırmanın digər sahələrində istifadə edilir.

Ötürmə üfüqi vallar arasında hərəkət ötürmək üçün istifadə edilir. Ulduzcuqların mərkəzini birləşdirən xəttin üfüqi xəttə nisbətən

mailliyi 080...75=ψ -yə qədər ola bilər.

Đntiqal zəncirləri. Đntiqal zəncirləri digər zəncirlər kimi standartlaşdırılıb. Đntiqal zəncirlərindən ən geniş yayılmışı oymaqlı-diyircəkli zəncirdir (şəkil 65). O, ardıcıl düzülmüş xarici 2 və daxili 1 bəndlərin oymaq birləşməsindən ibarətdir. Hər bir bənd iki lövhədən ibarət olur. Daxili bəndin lövhələri oymaq 3-ə, xaricinin lövhələri isə - ox 4-ə preslənmişdir. Ulduzcuqların dişlərinin yeyilməsini azaltmaq üçün yığılmaqdan əvvəl oymaqlara üzərində sərbəst fırlanan diyircəklər geyindirilmişdir.

Zəncirlərin əsas parametrləri – addımdır (p). Addım iki qonşu diyircəklərin oxları arasındakı məsafədir (şəkil 66). Addımdan zəncirin yükgötürmə qabiliyyəti asılıdır. Zəncirin addımı standartlaşdırılıb.

Addım, adətən, apa 04,001,0 ≤≤ arasında olur. Burada a

ötürmənin ulduzcuqları arası məsafədir.

188

Ötürmənin kinematikası və həndəsi asılılıqlar. Ötürmənin həndəsi parametrlərinə bax (şəkil 64).

1. Ulduzcuqların mərkəzləri arası məsafə

pa )50...30(≥ (54)

burada p –zəncirin addımıdır. Minimal mərkəzlərarası məsafə

mina (mm) ulduzcuqlar

arası mümkün olan minimum məsafə ilə müəyyənləşir:

)50...30(2

21min +

+= aa dd

a (55)

burada 21; aa dd - aparan və aparılan ulduzcuqların dişlərinin

zirvələrinin diametrləridir. Maksimum mərkəzlər arası məsafə pa 80max = . Zəncirin

bəndlərinin sayı (K) məlumdursa mərkəzlər arası məsafə

−−

+−+

+−= 21222121 )

2(8)

2(

24 πzzzz

Kzz

Kp

a , (56)

burada K – zəncirin bəndlərinin sayıdır; z1 və z2 – aparan və aparılan ulduzcuqların sayıdır. 2. Zəncirin bəndlərinin sayı aşağıdakı təxmini düsturla təyin

olunur

a

pzzzz

p

aK )

2(

2

2 1221

π−

++

+= . (57)

3. Zəncirin sallanmağının buraxılabilən qiyməti (şəkil 64) af )004,0...002,0(= . (58)

4. Ulduzcuğun bölgü diametri

Şəkil 66.

189

z

pd

0180sin

= (59)

5. Dişlərin zirvələrinin diametri (oymaqlı-diyircəkli zəncir üçün)

+= )6,0...5,0(

1800

zctgpda ; (60)

6. Orta ötürmə ədədi zəncirin qollarında sürətlərin bərabərliyindən tapılır

vvv == 21 .

Ötürmənin zəncirinin sürəti

1000*21000*22211

πω

πω pzpz

v == ; (61)

burada p –zəncirin addımıdır, mm; z1 və z2 - aparan və aparılan ulduzcuqların dişlərinin sayıdır; 1ω və 2ω - aparan və aparılan

ulduzcuqların bucaq sürətləridir, rad/s. (61) –dən ötürmə ədədi

1

2

2

1

z

zu ==

ωω

. (62)

Zəncir ötürməsində

1

2

1

02

0

1

2

180sin

180sin

z

z

z

z

d

d≠= ,

yəni udd ≠12 / . Bu o deməkdir ki, zəncir ötürməsində ötürmə

ədədi ulduzcuqların bölgü çevrələrinin diametrləri ilə ifadə olunmur. Birpilləli zəncir ötürməsi üçün 7≤u məsləhət görünür. Ötürmənin hesablanması anlayışı. Zəncirin uzanması lövhə və

oynaqların dağılması, eləcə də ulduzcuqların dişlərinin yeyilməsi nəticəsində zəncir sıradan çıxır.

Burada əsas işgörmə qabiliyyəti kriterisi zəncirin oynaqlarının yeyilməyə davamlılığıdır. Ümumiyyətlə zəncirin hesabı onun ötürə

190

biləcəyi faydalı yükə görə standartdan seçilməsindən və seçilmiş zəncirin yeyilməyə yoxlanmasından ibarətdir.

Hal-hazırda yeyilməyə davamlılıq kriterisindən seçilmiş zəncirlər təxminən 8...10 min saat işləyə bilirlər.

3.5. Friksion ötürməsi haqqında məlumat

Friksion ötürməsi müəyyən qüvvə ilə bir-birinə sıxılmış iki diyircəkdən ibarət olub, hərəkəti bir diyircəkdən digərinə onların görüşən səthlərində yaranan sürtünmə qüvvəsi vasitəsilə ötürür (şəkil 67). Şəkildə aparan diyircəyin parametrləri 1, aparılanın isə -2 ilə indeksləşdirilib. Diyircəklər bir-birinə Fr qüvvəsilə elə sıxılır, ki, onların kontakt sahəsində yaranan sürtünmə qüvvəsi Rf çevrəvi qüvvə Ft –ni ötürməyə kifayət etsin. Yəni, ötürmənin işləməsi üçün

Rf ≥ Ft olmalıdır. (63)

Şəkil 67.

191

Diyircəkləri bir-birinə yaxınlaşdıraraq sıxmaq üçün onlardan birinin və ya hər ikisinin valının dayaqları hərəkətli hazırlanır. Şəkildə hərəkətli kimi aparılan valın dayağı göstərilmişdir. Diyircəklər bir-birinə sabit və ya dəyişən yüklə sıxıla bilər. Sabit yüklə sıxılmaya xüsusi yaylar, ağırlıq qüvvəsindən istifadə etmə və digər üsullarla nail olunur. Dəyişən yüklə (tənzimlənən) sıxmaq üçün xüsusi sıxıcı qurğulardan istifadə edilir.

Friksion ötürmələ-rində hərəkət oxları paralel və kəsişən vallar arasında ötürülə bilər. Hərəkəti paralel vallar arasında ötürmək üçün silindrik diyircəklərdən (şəkil 67), kəsişənlər arasında konus-varılardan (şəkil 68), çar-paz vallar arasında isə alın variatorlarından (şəkil 69) istifadə edilir.

Friksion ötürmələr ötürmə ədədi tənzimlənməyən və ötürmə ədədi tənzimlənən (varia-torlar) olmaqla iki böyük qrupa ayrılır.

Friksion ötürmələri-nin əsas üstünlükləri:

1. Konstruksiyanın sa-dəliyi və asan qulluq olunması;

2. Hərəkətin səlis və səssiz ötürülməsi;

3. Qurğunun hərəkə-tini saxlamadan ötürmə ədədinin fasiləsiz tənzim oluna bilməsi;

Şəkil 68.

Şəkil 69.

192

4. Yük artdıqda diyircəklərin bir-birinə nisbətən sürüşüb qurğunu dağılmadan qoruyurlar.

Ötürmənin qüsurları: 1. Diyircəklər bir-birinə nisbətən sürüşə bildiyi üçün ötürmə ədədi

sabit olmur; 2. Diyircəklərin işçi səthlərinin qeyri-bərabər və çox tez

yeyilməsi; 3. Böyük güc ötürə bilməməsi; 4. Böyük güc ötürdükdə diyircəkləri bir-birinə böyük qüvvə ilə

sıxmağın lazım gəlməsi ,nəticədə qurğunun mürəkkəbləşməsi və qabarit ölçülərin böyüməsi;

5. F.i.ə. –ın kiçik olması. Qeyd etmək lazımdır ki, friksion ötürmə şərti pozulduqda

diyircəklər bir-birinə nisbətən sürüşməyə başlayırlar ki, bu da onların sürətlə yeyilməsinə səbəb olur. Diyircəklər sürüşdükdə aparılan diyircək dayanır, aparan isə onun üzərində sürüşür.

Tətbiq sahəsi. Tənzimlənməyən friksion ötürmələri maşınqayır-mada çox az istifadə olunur. Güc ötürən qurğular kimi bunlar az etibarlı və iri olurlar. Bu ötürmələr əsasən cihazqayırmada istifadə olunur (spidometrlər, maqnitofonlar və s.) ki, burada işin səlisliyi və səssizliyi əsas şərtdir.

Maşınlarda (metalkəsən dəzgahlar, toxucu maşınları, nəqledici maşınlar və s.) tənzimlənən ötürmə ədədli friksion ötürmələrindən – variatorlardan çox geniş istifadə edilir.

Friksion ötürmələri vasitəsilə 200 kVt qədər güc ötürmək olar. Diyircəklərin çevrəvi sürəti 25 m/s -dan artıq olmamalıdır.

Şəkil 69-da variatorlara misal olaraq alın variatoru göstərilmişdir. Burada aparan diyircək 1 öz valı üzərində oxboyu istiqamətdə hərəkət edə bilir (oxlarla göstərilib). Bu variatorun ötürmə ədədi radius R dəyişdikcə dəyişir. Aparan diyircək 1 aparılan diyircək 2-nin oxunun üzərində olduqda, aparılanın hərəkəti dayanır. Birinci diyircəyi ikincinin sol tərəfinə keçirdikdə, aparılan diyircəyin hərəkət istiqaməti dəyişir.

Ötürmənin kinematikası və həndəsi asılılıqlar. Nizamlanmayan ötürmələrdə (şəkil 67) diyircəklərin bir-biri ilə

193

kontaktda olan sahəciyinin nöqtələrinin elastik yerdəyişməsi baş verdiyindən, diyircəklər bir-birinə qarşı həmişə sürüşürlər. Odur ki, aparılan diyircəyin çevrəvi sürəti v2 aparanın sürəti v1 -ə nisbətən bir qədər kiçik olur, yanı 21 vv > .Onda vvv ∆+= 21 olacaq. Bu ifadənin

sağ və sol tərəfini v1 bölək. Onda 1=11

2

v

v

v

v ∆+ , burada v∆ - sürüşmə

sürəti, ε=∆

1v

v- sürüşmə əmsalı adlanır. Buradan, ε+=

1

21v

v və

1

21 )(

v

vv −=ε , sürüşmə əmsalı aparılan qasnağın çevrəvi sürətinin

azalmasını xarakterizə edir. Onun qiyməti təcrübə yolu ilə təyin olunur. Adətən, 050010 ,...,=ε götürülür. Yuxarıdakıları nəzərə

alaraq, aparılan diyircəyin sürəti 12 )1( vv ε−= (64)

211

1

Dv

ω= ;

222

2

Dv

ω=

olduğundan, aparan və aparılan diyircəklərin bucaq sürətlərinin nisbətinə bərabər olan mexanizmin ötürmə nisbətini diyircəklərin diametri ilə ifadə edək

)1()1(2

2

2

2

1

2

11

21

12

21

12

21

2

2

1

1

2

1

εεωω

−=

−=====

D

D

Dv

Dv

Dv

Dv

Dv

Dv

D

v

D

v

u . (65)

Alınan ifadədən görünür ki, friksion ötürmələrində ötürmə nisbəti diyircəklərin diametrlərinə tərs mütənasibdir.

Ötürmənin mərkəzlərarası məsafəsi (şəkil 67)

2

)1(

2121 uDDD

a−

≈+

= (66)

buradan

u

aD

+=

1

21 və

u

auD

+=

1

22 (67)

194

Diyircəyin eni ψ=b a (68)

burada 4,0...2,0/ == abψ diyircəyin en əmsalı adlanır.

Konusvari friksion ötürməsinin ötürmə nisbəti (şəkil 68) və (şəkil 70) .

Göstərmək olar ki,

1

2

sin)1(

sin

δεδ

−=u ,

burada 1δ və 2δ aparan və

aparılan diyircəklərin (konusların) doğuranları- nın oxlarına nisbətən mailliyidir.

Alın variatoru (şəkil 69) üçün sürüşməni istisna etsək yaza bilərik

1

max

min2

1max R

Ru −==

ωω

;

1

min

max2

1min R

Ru −==

ωω

.

min

max

min

max

min

max

R

R

u

uD ===

ωω

(69)

variatorların əsas göstəricilərindən biri olub tənzimləmə diapazonu adlanır.

Möhkəmlik hesabatı anlayışı. Friksion ötürməsinin işləməsi üçün diyircəklər bir-birinə Fr qüvvəsi ilə sıxılmalıdır ki, bu da kontakt gərginliyinin Hσ yaranmasına səbəb olur. Bu gərginliklər

(şəkil 71, a) siklik xarakter daşıyırlar, çünki diyircəyin çənbərinin hər-bir nöqtəsi iş vaxtı ardıcıl olaraq sıxılır.

Kontakt gərginliyin siklik təsiri diyircəklərin işçi səthlərində yorğunluq çatlarının əmələ gəlməsinə səbəb olur. Yağlama şəraitində işləyən qapalı ötürmələrdə çatlar materialın ovulub qopmasına səbəb

Şəkil 70.

195

olur (şəkil 71, b). Diyircəklərin belə sıradan çıxmasına yorğunluq ovulması deyilir. Şəkildə 1 və 2 aparan və aparılan diyircəklər 3 isə yağ qatıdır.

Şəkil 71. Möhkəmlik şərti

[ ]HH σσ ≤ , (70)

burada Hσ və [ ]Hσ - diyircəklərin materialları üçün müvafiq

olaraq hesabı və buraxılabilən kontakt gərginliklərdir.

3.6. Dişli çarx ötürmələri, növləri

Dişli çarx ötürmələri müasir cihazqayırma və maşınqayırmada ən geniş yayılmış ötürmələrdir. Onlardan saatlardan tutmuş ən mürəkkəb maşınlara qədər istifadə edilir. Dişli çarx ötürmələrindən bucaq sürətini (burucu momenti) qiymət və istiqamətcə dəyişməklə fırlanma hərəkətini ötürmək və beləcə də fırlanma hərəkətini irəliləmə (və ya tərsinə) ötürmək üçün istifadə edilir. Dişli çarx ötürmələri ilişmə ilə ötürmələrə aiddir. Burada hərəkət ardıcıl birləşən dişlər vasitəsilə ötürülür. Dişli çarx ötürməsində ilişmədə olan bir cüt çarxlardan kiçiyinə çarx böyüyünə isə - təkər deyilir. ”Dişli çarx” termini həm çarxa, həm də təkərə aiddir. Adətən çarx –aparan, təkər isə aparılan bənd olur. Aparanın bütün parametrlərinə 1 indeksi, aparılana isə - 2 indeksi əlavə edilir.

196

Bütün ötürmələrin içərisində dişli çarx ötürmələri ən kiçik qabarit ölçülərinə malik olmaqla, həm də sürtünməyə ən az itkisi olan ötürmədir.

Tətbiq sahəsi. Dişli çarx ötürmələrindən ən kiçik güclərdən tutmuş (cihazlarda) on minlərlə kilovata qədər güc ötürmək üçün istifadə edilir. Bu ötürmə ilə ötürülən burucu momentin qiyməti 5٠106 Nm -ə qədər çatır. Dişli çarx ötürmələri istənilən şəraitdə ən kiçik sürətlərdən tutmuş 150 m/s qədər işləyə bilirlər.

Müsbət cəhətləri : 1. Geniş güc və sürətlər diapazonunda etibarlı işi. 2. Ötürmə kompakt olur. 3. Yüksək uzunömürlülük. 4. Yüksək f.i.ə.(0,96...0,99). 5. Ötürmənin yastıq və vallarına, nisbətən az yük düşür. 6. Ötürmə nisbəti sabit olur. 7. Qulluğu sadədir. Mənfi cəhətləri. 1. Yüksək hazırlanma dəqiqliyi tələb edir. 2. Đti sürətlərdə səs edir. 3. Ötürmə çox sərt olduğu üçün dinamik yükləri kompensasiya

etməyə imkan olmur. 4. Yük qəflətən artdıqda ötürmə dağılmaqdan qoruna bilmir. Dişli çarx ötürmələri və onların çarxları aşağıdakı əlamətlərə

görə müxtəlif qruplara bölünürlər (şəkil 72): 1. Dişli çarxların oxlarının qarşılıqlı vəziyyətinə görə - paralel

oxlu (silindrik, şəkil 72, a, b, c, d, e), kəsişən oxlu (konus şəkilli şəkil 72, g, h, j), çarpaz oxlu (vintvarı şəkil 72, f, k).

2. Çarxların doğuranlarına nisbətən dişlərin yerləşməsinə görə - düzdişli (şəkil 72, a, d, e, g), çəp dişli (şəkil 72, b, h), qoşa dişli (şəkil 72, c) və dairəvi dişli (şəkil 72, f, j, k).

3. Konstruktiv ifadəsinə görə - açıq və qapalı. 4. Çevrəvi sürətə görə - yavaş sürətli (3 m/s qədər),orta sürətli

(3...15 m/s),iti sürətli (15 m/s –dan çox). 5. Pillələrin sayına görə - bir və çoxpilləli.

197

6. Ötürmədə və çarxlarda dişlərin yerləşməsinə görə - xarici (şəkil 72, a, b, c, f, g, h, j, k), daxili (şəkil 72, e) və reyka tipli (şəkil 72, d).

7. Dişlərin profilinin formasına görə - evolvent profilli dişlər və qeyri – evolvent tipli.

Şəkil 72.

8. Đlişmənin dəqiqliyinə görə. Standartla 12 dəqiqlik dərəcəsi nəzərdə tutulub. Maşınqayırmada istifadə olunan ötürmələri 6 –dan 10-cu dəqiqlik dərəcəsinə qədər hazırlayırlar.

Yuxarıda göstərilən dişli çarx ötürmələrindən hazırlanması və istismarı nisbətən sadə olan düz və çəp dişli silindrik dişli çarx ötürmələrindən daha geniş istifadə olunur. Konus şəkilli dişli çarx

198

ötürmələrindən yalnız maşının sxemi kəsişən vallar arasında hərəkət ötürmək tələbatı qoyduqda istifadə olunur. Vintvarı ötürmələrdən – yalnız xüsusi hallarda istifadə olunur.

Dişli çarxların hazırlanması haqqında qısa məlumat. Dişli çarxlar frez dəzgahlarında və ya xüsusi dişkəsən dəzgahlarda ,əsasən iki üsul ilə emal olunur:

1. Sürətçıxarma üsulu ilə. Burada diskli (şəkil 73, a) və ya barmaqcıqlı (şəkil 73, b) frezlər işlədilir. Alətin kəsici səthinin profili dişin yuvasının profilinə uyğun gəlir və dişlər bir-bir açılır. Bu üsuldan əsasən dişli çarxların fərdi istehsalında istifadə olunur.

Şəkil 73. 2. Üst diyirləmə üsulu ilə .Burada dişli çarxların emalı sonsuz vint

frezləri (şəkil 74, a) və iskənə (şəkil 74, b) alətləri ilə aparılır.

Şəkil 74.

199

Tətbiq olunan materiallar haqqında qısa məlumat. Dişli çarxlar polad, çuqun, alüminium, plastik kütlə, dəmir ağacı və s. materiallardan hazırlanır. Bunlar üçün material seçdikdə onların ölçüləri, kütləsi, ötürülən güc, çevrəvi sürət, hazırlanma dəqiqliyi və s. parametrlər nəzərə alınır.

Ən çox aşağıdakı materiallardan istifadə olunur: - adi keyfiyyətli karbonlu konstruksiya poladları Ст5, Ст6;

keyfiyyətli karbonlu konstruksiya poladları 35,40,45,50,55 markalı; legirlənmiş poladlar 12ХН3А,30ХГС,40Х,35Х,40ХН,50Г;

- boz çuqunlar СЧ 10, СЧ 15, СЧ 20, СЧ 25, СЧ 30, СЧ 40; yüksək möhkəm çuqun ВЧ 50-2, ВЧ 45-5;

- qeyri metal materiallar (ПТК, ПТ, ПТ-1 markalı tekstolit, bakelit, kapron və s.)

3.7. Silindrik dişli çarx ötürmələrinin əsas həndəsi və kinematik parametrləri

3.7.1. Dişli ilişmə nəzəriyyəsinin əsasları

Dişli çarx ötürmələrində ilişmədə olan dişlərin profilləri bir-birinə tamamilə uyğun olmalıdır. Ötürmə ədədini sabit saxlamaq üçün dişlərin profilləri elə əyrilərlə çəkilməlidir ki, onlar əsas ilişmə teoreminin tələblərinə cavab versinlər.

Đlişmənin əsas teoremi. Teoremi isbat etmək üçün ilişmədə bir-birinə toxunan bir cüt dişlərə baxaq (şəkil 75). Çarx və təkərin dişlərinin profilləri bir-birinə S nöqtəsində toxunurlar. Bu nöqtəyə ilişmə nöqtəsi deyilir. Çarxların fırlanma mərkəzləri O1 və O2 bir-birinə nisbətən dəyişməz qalan aw məsafəsində yerləşirlər. Çarxın dişi 1ω bucaq sürətilə fırlanaraq və təkərin dişinə qüvvə təsiri

göstərərək ona 2ω bucaq sürəti verir. S nöqtəsindən hər iki profil üçün

ümumi olan TT toxunanını və NN normalını çəkək. S nöqtəsinin O1 və O 2 fırlanma mərkəzlərinə nisbətən çevrəvi sürətləri: 111 ωSOv =

və 222 ωSOv = . v1 və v2 –ni NN normalı istiqamətində ıv1 və ıv2 , TT

200

toxunanı istiqamətində isə ııv1 və ııv2 toplananlarına ayıraq. Profillərin

toxunmasının sabitliyini təmin etmək üçün ,aşağıdakı şərt ödənməlidir

.21ıı vv =

Əks halda, ıv1 < ıv2 olsa, onda çarxın dişi təkərin dişindən geri

qalacaq. ıv1 > ıv2 olsa – dişlər bir-birinə girəcək. O1 və O2 mər-

kəzlərdən NN normalına O1B və O2C perpendikulyarları endirək.

aeS və BSO1 üçbucaqlarının oxşarlığından SO

BO

v

v ı

1

1

1

1 = ,

buradan

Şəkil 75.

201

BOSO

BOvv ı

11

1

111 ω== .

afS və CSO2 üçbucaqlarının oxşarlığından SO

CO

v

v ı

2

2

2

2 = , buradan

COCO

COvv ı

22

2

222 ω== . ıı vv 21 = olduğundan, COBO 2211 ωω = .

Ötürmə ədədi :

BO

COu

1

2

2

1 ==ωω

. (71)

NN normalı O1O2 mərkəzlər xəttini π nöqtəsində kəsir ki, həmin nöqtəyə ilişmə qütbü deyilir. CO2π və BO π1 üçbucaqlarının

oxşarlığından

1

2

1

2

1

2

w

w

r

r

O

O

BO

CO==

ππ

. (72)

(71) və (72) ifadələrini müqayisə etsək, alırıq

constr

ru

w

w ===1

2

2

1

ωω

. (73)

Beləliklə, ilişmənin əsas teoremi aşağıdakı kimi ifadə olunur: dişli çarx ötürmələrinin ötürmə ədədinin sabit qalmasını təmin etmək üçün onların dişlərinin profilləri elə əyrilərlə çəkilməlidir ki, profillərin toxunma nöqtəsindən keçən ümumi NN normalı O1O2 məsafəni bucaq sürətlərinə tərs mütənasib olan hissələrə bölsün.

Đlişmə qütbü π , O1O2 mərkəzlər xətti üzərində vəziyyətini dəyişməz saxlayır. Ona görə də, rw1 və rw2 radiusları da dəyişməz olur.

rw1 və rw2 radiusları ilə çəkilmiş çevrələrə başlanğıc çevrələr deyilir (diametrləri dw1 , dw2) .Dişli çarxlar fırlandıqda, başlanğıc çevrələr bir-birinin üzərində sürüşmədən diyirlənirlər. Buna (73) ifadəsindən alınan 2211 ww rr ωω = də sübutdur.

Đlişmənin əsas teoreminin tələbini ödəyən əyrilər çoxluğundan, müasir maşınqayırmada dişlərin profil əyriləri kimi evolvent əyrilərindən istifadə olunur.

202

Çevrə evolventi (şəkil 76). NN düz xətti rb radiuslu çevrənin üzərində sürüşmədən diyirləndikdə onun S nöqtəsi çəkdiyi əyriyə çevrə evolventi deyilir. br radiuslu çevrəyə evolyuta və ya əsas çevrə

deyilir. X a s s ə l ə r :

1. Đlişmə xətti olan NN eyni zamanda həm əsas çevrəyə toxunan, həm də bütün çəkdikləri evolvent əyrilərinə normaldır.

2. Eyni əsas çevrənin iki evolventləri ekvidistan- tdırlar. Ekvidistant əyrilər, yəni iki əyri arasında normal istiqamətində məsafə hər yerdə eyni qalan əyrilər (şəkil 76, bax pb ölçüsünə).

3. Əsas çevrənin radiu-su artdıqca evolventlərin əyriliyi azalır və rb ∞→ olduqda evolvent əyrisi düz xəttə çevrilir.

4. S2 nöqtəsində (şəkil 76) evolventin əyrilik radiusu əsas çevrənin SoB qövsünün uzunluğuna bərabərdir və əyrilik mərkəzi əsas çevrənin üzərində yerləşir.

3.7.2. Evolvent ilişmənin yaranması.

Fərz edək ki, dişli çarx ötürməsinin mərkəzlərarası məsafəsi aw və ötürmə ədədi u verilib (şəkil 77) .Şəkildən göründüyü kimi

21 www rra += ,bundan başqa, (73) ifadəsindən 12 / ww rru = . Buradan

12 ww urr = , onda

)1(11121 +=+=+= ururrrra wwwwww və )1(

1 +=

u

arw .

Şəkil 76.

203

Mərkəzlər xətti O1O2 –nin üzərində ilişmə qütbü π -nin yerini qeyd edək. O1 mərkəzin-dən 1br radiusu ilə əsas

çevrə çəkək və onun üzərində NN xəttini diyirləndirək. Nəticədə çarxın dişinin evolvent profili olan A1 –i alırıq. Đlişmənin əsas teoreminin və evolventin birinci xassəsinin əsasında π nöqtəsindən NN nor-malını keçirtməklə qovu-şan profillərin ilişmə nöqtəsi S müəyyən olu-nur. O2 mərkəzindən NN normalına O2C perpen-dikulyarı endirək və

COrb 22 = radiusu ilə

əsas çevrə çəkək. Həmin çevrənin üzərində diyirlənən NN xətti təkərin dişinin evolvent profili olan A2 xəttini verəcək. Bu qurulmuş profillər bir-birinə uyğundurlar, çünki S nöqtəsində toxunaraq, ümumi NN normalına malikdirlər. Bu normal hər iki əsas çevrəyə toxunmaqla hər iki profilin evolventlərini çəkən xətdir.

Çarxlar fırlandıqda evol-vent profillərin - ilişmə nöqtəsi S ümumi normal NN-in üzərində hərəkət edir (şəkil 78).

NN normalı qovuşan profillərin ilişmə nöqtələrinin həndəsi yeri olub ilişmə xətti adlanır. Đlişmə xətti eyni zamanda təzyiq xəttidir, çünki çarxın dişinin profilinin təkərin işinin profilinə təzyiqi

Şəkil 77.

Şəkil 78.

204

(sürtünmə qüvvəsinin olmaması fərziyyəsi ilə) bu xətt üzrə baş verir. Buna görə də ilişmə xəttinə bəzən təsir xətti də deyilir.

Đlişmə xətti NN –lə ümumin toxunan TT yaratdıqları wα

bucağına ilişmə bucağı deyilir bax şəkil 77-yə. Həmin şəkildən, O2Cπ və πBO1 üçbucaqların oxşarlığından

BO

CO

O

O

1

2

1

2 =ππ

və ya 1

2

1

2

b

b

w

w

r

r

r

r= .

(73) ifadəsini nəzərə almaqla

constr

r

r

ru

b

b

w

w ====1

2

1

2

2

1

ωω

,

yəni bir-birinə qovuşan iki evolvent profillərinin bucaq sürətlərinin nisbəti əsas çevrələrin radiuslarına tərs mütənasib olmaqla, bu çevrələrin mərkəzlərarası məsafəsindən asılı deyillər.

Bu xassə evolvent ilişmələrinin çox böyük üstünlüyüdür. Digər əyrilikli profillər, məsələn, sikloidallar mərkəzlərarası məsafənin dəyişməsinə çox həssasdırlar.

Şəkil 78-də göstərilmiş 9α ölçüsü bir cüt dişin işi vaxtı onların ilişmə nöqtəsinin getdiyi yoldur.

3.7.3. Silindrik dişli çarxın yaradılması

Biz dişlərin profilini öyrənərək onların yalnız en kəsiklərinə baxdıq. Real dişli çarxlarda diş çarxın sağanağı boyu uzanır (şəkil 79, b ölçüsü), yəni onların uzunluğu olur. Đlişmədə dişlərin profilləri yox, səthləri iştirak edir. Deməli, toxunma yastı profillərin nöqtələri üzrə yox, əyri səthlərin kontakt xətləri üzrə baş verir.

Onda, çarxların əsas çevrələrinə, çarxların əsas silindrləri uyğun gəlir. Belə ki, başlanğıc çevrələrə - başlanğıc silindrlər, dişlərin zirvələrinin çevrələrinə (xarici çevrələr)- zirvələr silindrləri, dişlərin çökəklərinin çevrələrinə (daxili çevrələr) – çökəklər silindrləri və s. Şəkil 79-da rb radiuslu əsas silindr və ona toxunan N müstəvisi göstərilmişdir. Bu müstəvinin üzərində, müəyyən məsafələrdə

205

silindrin doğuranına paralel olan BC ,DF,... düz xətləri çəkilmişdir. N müstəvisini sağdan sola diyirlədikdə BC düz xətti fəzada dişin sağ evolvent səthini, soldan sağa diyirlədikdə isə - DF düz xətti dişin sol səthini çəkəcək. Bu yolla digər dişlərin də səthlərini yaradıb və hündürlüklərini zirvələr və çökəklər silindrləri ilə məhdudlaşdırsaq, evolvent silindrik düzdişli çarxın sağanağını alırıq. Şəkil 79.

3.7.4. Evolvent ilişmənin əsas elementləri və xarakteristikaları

Başlanğıc çevrələr (şəkil 80). O1 və O2 mərkəzlərindən π qütbindən keçməklə ilişmə vaxtı bir-birinin üzərində sürüşmədən diyirlənən iki çevrə çəkək. Bu çevrələrə başlanğıc çevrələr deyilir. Mərkəzlərarası məsafə wa (şəkil 81) dəyişdikdə həm çarxın, həm də

təkərin başlanğıc çevrələrinin dw diametrləri də dəyişir. Bu o deməkdir ki, bir cüt çarxın istənilən qədər başlanğıc çevrələrinin diametrləri ola bilər. Bu çarxların ötürmədə yığılmasından asılıdır. Dişlər harada toxunsa, başlanğıc çevrələr oradan keçir. Buradan belə nəticəyə gəlmək olur ki, ayrıca götürülmüş çarxın başlanğıc çevrəsi olmur.

(80) şəklinə görə

2

)1(

22121 +

=+=uddd

a wwww (74)

206

burada (74) ifadəsində udd ww 12 = ilə əvəz olunub.

Bölgü çevrəsi (şəkil 80).Bölgü çevrəsi d elə çevrədir ki, bu çevrə üzrə silindrik pəstah kəsici alətlə z bərabər hissələrə bölünür. Bu çevrə ayrıca götürülmüş çarxa məxsusdur. Mərkəzlərarası məsafə dəyişdikdə bölgü çevrəsinin diametri d dəyişmir.

Şəkil 80.

Bölgü çevrələri o vaxt başlanğıc çevrələrlə üst-üstə düşür ki,

mərkəzlərarası məsafə aw bölgü çevrələrinin radiuslarının cəminə bərabər olsun, yəni

=+=22

21 ddaw =

2

)1(1 +ud (75)

Əksər dişli ötürmələrdə bölgü və başlanğıc çevrələrin diametrləri

üst-üstə düşür, yəni 11 wdd = və 22 wdd = .

207

Dişlərin çevrəvi addımı p (şəkil 80). Bölgü çevrəsi qövsü ilə götürülmüş, iki qonşu dişlərin eyni tərəflərinin arasındakı məsafəyə bölgü çevrəsi üzrə dişlərin çevrəvi addımı deyilir.

Bir cüt ilişmədə olan çarxların çevrəvi addımı eyni olmalıdır.

Şəkil 81.

Əsas addım bp əsas çevrə üzrə ölçülür. Evolventin ikinci və

dördüncü xassələrinə görə iki qonşu dişlərin eyni tərəflərinin normal üzrə məsafəsi pb addımına bərabərdir. O2Bπ üçbucağından (şəkil 80) əsas çevrənin diametri

wbb drd αcos2 222 ==

buradan

wb pp αcos= .

Dişlərin çevrəvi qalınlığı st və çökəklərin çevrəvi eni et. Normal təkərlərin bölgü çevrələri qövsü üzrə, nəzəri olaraq, bunlar bərabərdir. Ancaq çarxlar hazırlandıqda st nəzəri ölçüyə elə müsaidə təyin olunur ki, diş nazik alınsın. Nəticədə, normal ilişmə üçün yan ara boşluq j təmin olunur. Bölgü çevrəsi üzrə həmişə

.pes tt =+

208

Dişlərin çevrəvi modulu. Addımın tərifindən belə çıxır ki, dişli çarxın bölgü çevrəsinin uzunluğu ,pzd =π burada z – dişlərin

sayıdır. Buradan, .πpz

d =

Dişli çarxların hesablanmasını və texniki ölçmələri əlverişli etmək üçün dişli çarxlara əsas hesabı parametr kimi dişlərin modulu adlanan m –lə işarə edilən və mm –lə ölçülən çox mühüm bir parametr qəbul edilmişdir. Onun qiyməti:

πp

m = , (76)

Onda d = mz , (77)

və yaxud m = d / z . (78) Bölgü çevrəsinin diametrinin bir dişə düşən hissəsinə dişlərin

modulu deyilir. Modul dişlərin ölçüsünün əsas xarakteristikasıdır. Bir cüt

ilişmədə olan çarxların modulu eyni olmalıdır. Dişli çarxların qarşılıqlı əvəzedilməsinin mümkün olması və

onların istehsalını asanlaşdırmaq üçün modulun qiyməti standartlaşdırılıb.

Dişin baş və kök hissələrinin hündürlüyü. Bölgü çevrəsi dişin hündürlüyünü baş ha və kök hf hissələrə bölür. Đlişmədə olan dişlərin baş və kök hissələri arasında araboşluq c yaratmaq üçün (şəkil 80)

hf = ha + c , (3.79)

Normal ilişmənin yaranması üçün ha = m və hf = 1,2 m götürülür.

209

3.7.5. Silindrik çəp dişli ötürmələrin həndəsi və kinematik parametrləri

Düzdişlilərdən fərqli olaraq burada dişlər ilişməyə eyni vaxtda bütün boyu uzunluqda daxil olmur. Diş uzunluğu boyu ilişməyə tədricən daxil olur. Bir diş ilişmədən çıxmamış digəri daxil olur. Bununla da yük daha uzun kontakt xətti üzrə ötürülür, ötürmə səlis və nisbətən səssiz olur.

Dişlərin maillik bucağı β nə qədər çox olsa (şəkil 82), ilişmə də

bir o qədər səlis olur. Bir cüt ilişmədə olan çarxların maillik bucağı eyni olur,

istiqamətləri isə - əks. Adətən çarxlar – sol, təkərlər isə - sağ kəsilir. Çəpdişli çarxların dişləri arasındakı məsafəni çevrəvi (t – t) və

normal (n – n) istiqamətlərdə ölçülür (şəkil 83). Birinci halda çevrəvi addım pt , ikincidə isə normal addım p alınır. Bu istiqamətlərdə ilişmə modulları da müxtəlif olur:

mt = pt / π ; m = p / π

Şəkil 82. Şəkil 83.

210

burada mt və m-dişlərin çevrəvi və normal modullarıdır.

Şəkil 83-ə əsasən βcos

ppt = , onda

βcos

mmt = ,

burada β - bölgü silindrində dişin maillik bucağıdır.

Çəpdişli çarxların normal modulu m standartlaşdırılıb və hesabatlar üçün əsas parametr sayılır.

Bölgü və başlanğıc diametrlər

βcos

mzzmdd tw === . (80)

Çəp dişin baş və kök hissələrinin hündürlüyü mha = ; mh f 25,1= . (81)

Dişlərin zirvələrinin diametri mdd a 2+= . (82)

Mərkəzlərarası məsafə

u

udmzzzmddaw

2

)1(

cos2cos2

)(

2

)( 22121 +==

+=

+= Σ

ββ. (83)

Düzdişli ötürməni 0=β olan çəpdişli ötürmənin xüsusi halı

kimi qəbul etmək olar.

3.8. Konusvarı dişli çarx ötürməsinin əsas həndəsi və kinematik

parametrləri

3.8.1. Əsas həndəsi asılılıqlar

Silindrik dişli çarx ötürmələrinin başlanğıc və bölgü silindrlərinin rolunu burada başlanğıc və bölgü konusları oynayır (şəkil 84). Konusvarı dişli çarx ötürmələrində başlanğıc və bölgü konusları həmişə üst-üstə düşür. Bölgü konuslarının bucaqları müvafiq olaraq 1δ və 2δ işarə olunur.

211

Şəkil 84.

Konusların oxları arasında bucaq 21 δδ +=Σ (şəkil 85). Dişli

çarxın sağanağının eni b iki əlavə konusla məhdudlaşdırılır – xarici və daxili ilə.

Dişin uzunluğu boyu modul və dişin hündürlüyü dəyişəndir. Konik çarxları daha asan ölçmək üçün, onların ölçülərinin xarici əlavə konus üzrə müəyyən edilməsi qəbul edilib.

Maksimal modul - xarici əlavə konus üzrə ölçülmüş xarici çevrəvi modul me-dir. Xarici bölgü diametr zmd ee = .Normal ilişməni təmin

etmək üçün, dişin baş və kök hissələrinin hündürlükləri (xarici əlavə konus üzrə) müvafiq olaraq eae mh = ; efe mh 2,1= . Dişlərin

zirvələrinin xarici diametri δcos2 eeae mdd += .

Xarici konusluq məsafəsi (bax üçbucaq a CS, şəkil 85)

12

122

1 222122

21 +=+=+= u

u

du

dddR ee

eee

212

və ya .)sin2()(sin 1

1

1

1

δδzmd

R eee ==

Orta konusluq məsafəsi .5,0 bRR e −=

Dişin kök hissəsinin bucağı .e

fe

fR

htg =θ

Şəkil 85.

Mövcud standartlara görə 21 fa θθ = ; 12 fa θθ = ; burada aθ -

dişin baş hissəsinin bucağıdır. Çarxın orta bölgü diametri

213

1

sin2

11111

+

−=−==

u

bdbdmzd e

e δ , (84)

burada b –çarxların sağanağının enidir. (84) ifadəsinin sol və sağ hissələrini z1 -ə bölsək dişlərin orta

modulunu alarıq

.)sin(

1

1

z

bmm e δ−= (85)

3.8.2. Ötürmə nisbəti

Bölgü (başlanğıc) konuslarının bucaqlarının cəmini 90o qəbul

etsək, yəni 021 90=+ δδ ,yazmaq olar ki,

12u =1

2

1

2

1

2

sin

sin

sin2

sin2

δδ

δδ

==e

e

e

e

R

R

d

d.

10

2 90 δδ −= ifadə etsək, alırıq

,sin

)90sin(1

1

10

12 δδ

δctgu =

−=

və tərsinə, 20

1 90 δδ −= olduqda

.)90sin(

sin2

10

212 δ

δδ

tgu =−

=

Beləliklə, ötürmə ədədini aşağıdakı kimi ifadə etmək olar

.sin

sin12

1

2

1

2

1

2

2

112 δδ

δδ

ωω

ctgtgz

z

d

du

e

e ====== (86)

Konusvarı düzdişli ötürmə üçün u12 =2...3 məsləhət bilinir. Düzdişli olmayan ötürmələr üçün daha böyük ötürmə nisbəti götürmək olur. Ancaq , maksimal qiymət

u12 = 6,3 –dən artıq məsləhət deyil.

214

3.9. Đlişmədə yaranan qüvvələr

3.9.1. Düzdişli silindrik dişli çarx ötürmələri

Đlişmənin kontakt xətti üzrə səpələnmiş yükü, ilişmə qütbü π -yə tətbiq olunmuş (şəkil 86) və ilişmə xətti NN (təsir xətti) üzrə yönəlmiş Fn əvəzləyici ilə əvəz edilir. Dişli çarx ötürmələrində qəbul olunub ki, bütün qüvvələr çevrəvi qüvvə olan Ft ilə ifadə olunsun. Fn qüvvəsi

∫=KA

kkn dAF σ ,

Şəkil 86. burada: kσ - kontakt gərginlikdir; Ak - kontakt səthi sahəsidir.

Đlişmədəki sürtünmə qüvvəsi az olduğundan ondan imtina edilir və Fn qüvvəsi toplananlarına ayrılır:

çevrəvi qüvvə

ua

uT

d

TFF

w

wnt

)1(2cos 2

2

2 +=== α ; (87)

radial qüvvə

215

wtr tgFF α= , (88)

burada T2 - təkərdəki burucu momentdir ; 020=wα - evolvent

profillər üçün ilişmə bucağıdır; 2d - təkərin bölgü çevrəsinin

diametridir. Çevrəvi qüvvəni çarxın parametrləri ilə də təyin etmək olar. Onda

(87) ifadəsində T2 əvəzinə -T1 və d2 əvəzinə d1 yazılmalıdır. Nəticə eyni olacaq. Bu şəkildən də görünür. Ümumiyyətlə,

21 tt FF −= ; 21 rr FF −=

3.9.2. Çəp dişli silindrik dişli çarx ötürmələri

Çəpdişli ötürmələrdə normal qüvvə Fn çarxın yan səthi ilə β

bucağı təşkil etməklə (şəkil 87) dişin kontakt xəttinə perpendikulyar istiqamətə yönəlir (şəkil 82 və 83-ə bax). Fn qüvvəsini toplananlarına ayırsaq alırıq:

Şəkil 87.

216

çevrəvi qüvvə

,2

2

2

d

TFt = (89)

radial qüvvə

βα

αcos

wtw

ıtr

tgFtgFF == , (90)

burada βcos/tı

t FF = (bax şəkil 87)

oxboyu qüvvə .βtgFF ta = (91)

Qüvvələrin istiqamətini təyin etdikdə, çarxların fırlanma və dişin maillik (sağ və ya sol) istiqamətlərini nəzərə alırlar.

Oxboyu qüvvə Fa çarxlar oturduqları valların yastıqlarını əlavə olaraq yükləyir. β bucağı artdıqca - Fa-da artır. Bu səbəbdən,

çəpdişli çarxlar üçün 018...8=β -lə məhdudlaşdırılır.

Đlişmədə oxboyu qüvvələrin olması çəpdişli ötürmələrin əsas mənfi cəhətidir.

3.9.3. Konusvarı dişli çarx ötürmələri

Konusvarı dişli çarx ötürmələrində Fn qüvvəsi dişlərin səthinə perpendikulyar olaraq onların orta kəsiyinə tətbiq olunduğundan ,qüvvələr də həmin orta kəsikdə təyin edilir (şəkil 88 və şəkil 85, d2 ölçüsü. Bu şəkildə d1 göstərilməyib). Fn qüvvəsi onun toplananları olan çevrəvi Ft, radial Fr və oxboyu Fa qüvvələrinə ayrılır.

Düzdişli ötürmədə: çevrəvi qüvvə (çarxda və təkərdə bərabərdirlər)

2

22

d

TFt = (92)

normal qüvvə

,cos w

tn

FF

α=

217

Şəkil 88.

çarxda radial qüvvə

,cos 11 δα wtr tgFF = (93)

çarxda oxboyu qüvvə .sin 11 δα wta tgFF = (94)

çarxdakı qüvvələr müvafiq olaraq bərabərdir:

12 ar FF = ; 12 ra FF = .

Qeyd etmək lazımdır ki, şəkil 88-dən göründüyü kimi, bərabər olan qüvvələrin istiqamətləri əksdir.

218

3.10. Dişli çarx ötürmələrinin möhkəmlik və layihə hesabatının məzmunu

3.10.1. Đlişmədə olan dişin iş şəraiti

Hərəkəti ötürən zaman, ilişmədə olan dişlərin kontakt zonasında ilişmə xətti üzrə yönəlmiş Fn normal qüvvə təsir edir ki, aparan çarxda onun istiqaməti çarxın hərəkət istiqamətinə əks, aparılan çarxda isə onun istiqaməti çarxın hərəkəti istiqamətində olur. Normal qüvvə Fn dişlərin aktiv sahəsində (toxunma sahəsində) kontakt gərginlik Hσ ,

dişlərin en kəsiklərində isə - Fσ əyilmə gərginliyi yaradır. Bu

gərginliklərin dəyişən olub dəfələrlə təkrarlanması, dişlərin dağılmasının yorğunluq xarakterli olmasına səbəb olur.

Ötürmənin iş şəraitini qiymətləndirdikdə mümkün ola bilən qısamüddətli statik və ya zərbə xarakterli qəfləti yük artımını da nəzərə almaq lazımdır. Bundan başqa, ötürmə işlədikdə dişlərin profillərinin bir-birinin üzərində sürüşməsi də baş verir ki, bu da sürtünmə qüvvəsinin yaranmasına səbəb olur.

Beləliklə, təsir edən qüvvələr nəticəsində ilişmədə olan dişlər mürəkkəb gərginlikli vəziyyətdə olurlar. Dişli çarxların istismarı göstərir ki, onların əsas iş qabiliyyəti kriteriləri əyilmə və kontakt möhkəmlikdir.

3.10.2. Dişlərin dağılmasının əsas növləri

Dişin qırılması. Bu dişlərin ən təhlükəli dağılma növüdür. Bu növ dağılma ötürməni tamamilə sıradan çıxardır. Qırılma əsasən dişin kök hissəsində baş verir (şəkil 89). Qırılmanın əsas səbəbi dişin en kəsiyində yaranan əyilmə gərginliyi Fσ və qısamüddətli təsir edən

zərbəli yükdür. Əgər diş birtərəfli işləyirsə, onda ilkin çat, bir qayda olaraq, dartılan zonada baş verir. Düz və gödək dişlər tam qırılırlar. Uzun və xüsusilə çəp dişlər bütün uzunluğu boyu yox, çəpinə qırılırlar. Bu növ dağılma açıq və dişlərinin səthlərinin yüksək möhkəmliyi olan qapalı ötürmələrdə baş verir. Dişlərin əyilmə

219

müqavimətini artırmaq üçün dişin kök hissəsinin möhkəmliyini artırmaq, hazırlanma dəqiqliyini və çarxların materialının mexaniki keyfiyyətlərini artırmaq lazımdır. Dişin tələb olunan ölçüləri isə onu əyilməyə hesablamaqla tapılır.

Dişin işlək səthinin ovulma-sı. Dişli çarx ötürmələrinin istifadə edilməsi təcrübəsi göstərir ki, qapalı gövdə içərisində yaxşı yağlama şəraitində işləyən dişli çarxların çox vaxt sıradan çıxmasına

səbəb dişlərin işlək səthlərinin yorulma nəticəsində ovulub tökülməsidir (şəkil 90). Ovulma, dişlərin kök hissəsində qütb xətti yaxınlığında (səpməyə bənzər) mikroskopik çökəklərin əmələ gəl məsi ilə başlayır; belə çökəklərin sayı və bəzilərinin ölçüləri iş zamanı fasiləsiz olaraq artır. Çökəklərin artmasına onların içərisinə düşən yağ da kömək edir. Belə ki, dişli çarxların dişləri bir-birinə ilişdikdə çökəkləri örtdüyündən oradakı yağın çökəkdən çıxmağa imkanı olmur (qarşısı kəsilir).Belə bir vəziyyətdə yağda yaranan hidrostatik təzyiqin təsirindən çökək böyüyür. Dişlərin toxunma sahəsi azaldığından kontakt gərginlikləri artır və ötürmənin sıradan çıxmasını sürətləndirir. Ovulma ardıcıl təkrar olunan və dəyişən Hσ kontakt gərginliyi

təsirindən baş verir. Ovulma baş verən qütb xətti zonası, həm də ən böyük sürtünmə qüvvəsi yaranan zonadır.

Şəkil 89.

Şəkil 90.

220

3.10.3. Dişlərin əyilmədə möhkəmlik hesabatı anlayışı

Açıq dişli çarx ötürmələri və dişlərinin səthlərinin möhkəmliyi çox yüksək olan ötürmələr üçün belə hesabat əsas hesabat kimi sayılır. Möhkəmlik şərti aşağıdakı kimi ifadə olunur

[ ]FF σσ ≤ , (95)

burada Fσ - dişin təhlükəli kəsiyində əyilmədən yaranan

maksimal gərginlik; [ ]Fσ - əyilmə hesabatında buraxılabilən

gərginlikdir. Hesablama zamanı dişə,

bir ucu bərkidilmiş tir kimi baxaraq bütün qüvvənin yalnız bir cüt dişə tətbiq olunduğu və bu qüvvənin dişin bütün b uzunluğu boyunca müntəzəm paylandığı qəbul olunur. Bundan başqa, dişə təsir edən Fn qüvvəsinin dişin zirvəsinə tətbiq olunduğu fərz edilir ki, bu da ən təhlükəli hal kimi hesab edilir.

Dişə təsir edən Fn qüvvəsi ,öz təsir xətti boyunca dişin simmetriya oxuna köçürülür və bir-birinə perpendikulyar iki toplananına ayrılır (şəkil 91). Toplananlardan Fn cosα dişi əyir və onun təhlükəli kəsiyində σ ə əyilmə

gərginliyi yaradır. Digər toplanan Fn sinα - dişdə sıxılma gərginliyi σ s yaradır. Burada qeyd etmək lazımdır ki, α bucağı dişin zirvəsinə tətbiq olunmuş Fn qüvvəsi istiqamətinin bucağıdır. Onun

Şəkil 91.

221

qiyməti ilişmə bucağı wα -dən bir qədər böyük olsa da ,bəzi

hesabatlarda ona bərabər götürülür ( 030...28=α ). Şəkildən göründüyü kimi cəm gərginlik Fσ dişin sıxılan

tərəfində baş verir. Buna baxmayaraq, dişli çarxların istismarı göstərir ki, ilkin çat dişin dartılan tərəfində baş verir. Ona görə də, bu tərəf təhlükəli sayılaraq, yoxlama hesabatı da bu hissə üçün aparılır. Bu hissədə

σσ =F ə - σ s (96)

burada əyilmə gərginliyi

σ ə = Mə / W =2

12

1

cos6

6

cos

bS

lF

bS

lF nn αα= (97)

burada - Mə = lFncosα - əyici moment; W = b 6/21S - düzbucaqlı

kəsik üçün əyilmədə müqavimət momentidir; b - dişin uzunluğudur. Sıxılma gərginliyi

1

sinsin

bS

F

A

F nnS

αασ == . (98)

burada A = bS1 - dişin təhlükəli sahəsinin en kəsiyidir. σ ə və σ s -in (97) və (98) qiymətlərini (96) - a qoysaq və nəzərə alsaq ki,

w

tn

FF

αcos= alırıq

−=

ww

tF SS

l

b

F

αα

αα

σcos

sin

cos

cos6

12

1

. (99)

Bu ifadənin sağ tərəfinin sürət və məxrəcini dişin modulu olan m -ə vuraq və dişin təhlükəli kəsiyi zonasında gərginliyin yığılmasını nəzərə alan nəzəri əmsal Kn əlavə etsək alarıq

bm

FY

K

S

m

S

lm

bm

F tF

w

ntF =

−=

ααα

σcos

sincos6

12

1

.

222

Bu ifadəyə əyilmədə yükləmə əmsalı adlanan KF = βFFV KK və

yükün dişlər arasında paylanmasını nəzərə alan αFK əmsalını (düz

dişli çarxlar üçün )1=αFK əlavə edib möhkəmlik şərtini yazaq

[ ]FFFvFt

FF KKKbm

FY σσ βα ≤= , (100)

Düz dişli ötürmələr üçün (3.100) ifadəsi əyilmədə möhkəmlik şərtidir.

burada w

nF

K

S

m

S

lmY

ααα

cos

sincos6

12

1

−= - ölçüsüz kəmiyyət

olub, dişin formasından asılı kəmiyyətdir və dişin forma əmsalı adlanır. Onun qiyməti dişlərin sayından asılı olaraq cədvəldən götürülür;

KFv –yükün dinamikliyini nəzərə alan əmsaldır. Ötürmənin sürətindən və hazırlanma dəqiqliyindən asılı olaraq cədvəldən götürülür ( 4,1...2,1=FvK );

βFK - dişin uzunluğu boyu yükün qeyri müntəzəm paylanmasını

nəzərə alan əmsaldır. Ötürmənin növündən, səthlərin bərkliyindən və çarxın sağanağının eninin başlanğıc çevrənin diametrinə olan nisbətindən asılı olaraq xüsusi qrafikdən götürülür. Dişli çarx dayaqlara nisbətən simmetrik yerləşdikdə - 30,1...01,1=βFK , qeyri

simmetrik yerləşdikdə isə - βFK = 1,05...1,73.

Çarxların dişlərinin sayı az olduğundan onun dişlərinin kök hissəsi, təkərin dişlərinin kök hissəsinə nisbətən daha nazik olur. Bu YF əmsalının daha böyük qiyməti ilə əks olunub (YF1>YF2). Çarx və təkərin dişlərinin möhkəmliyini təxminən eyni etmək üçün çarxı daha möhkəm materialdan hazırlayırlar.

Çəp dişli ötürmələr üçün (100) ifadəsinə dişin mailliyini nəzərə

alan ≈βY140

10β

− əmsalı əlavə edilir və modul kimi –normal modul

götürülür. Möhkəmlik şərti

223

[ ]FFFvFt

FF KKKbm

FYY σσ βαβ ≤= (101)

burada dişin forma əmsalı FY dişlərin ekvivalent sayı vz -yə

görə götürülür.β3cos

zzv = , burada z –çəpdişli çarxın dişlərinin həqiqi

sayıdır; β - dişin maillik bucağıdır.

(100) və (101) ifadələrinə layihələndirmənin iki məchul parametri daxil olduğundan (m və b),məsələ çox variantlı olur. Layihələndirməni sadələşdirmək üçün çarxın sağanağının eni çarxın diametrinə görə təyin edilir:

bdd

bψ=

1

, (102)

burada bdψ - dişli çarxın en əmsalı adlanır. Çarxın dayaqlara

nisbətən yerləşməsindən asılı olaraq 4,1...2,0=bdψ .Çevrəvi qüvvə Ft

–ni çarxdakı burucu moment T1 –lə

(Nm) ifadə edib 1

13

t d

T102F

⋅= , N (burada d1 - mm –lə) və

1db bdψ= olduğunu nəzərə alıb (101) şərtdən modulu da təyin etmək

olur

[ ]3

121

11

Fbd

FF

mz

YKTKm

σψβ≥ , (103)

burada Km - əmsaldır; düzdişli çarxlar üçün Km = 14, çəp dişlilər üçün – Km =11,2 (103) ifadə ilə təyin olunmuş modul standartdakı yaxın qiymətə qədər yuvarlaqlaşdırılır.

Konusvarı ötürmənin hesabatı silindrik ötürmə kimi aparılır. Möhkəmlik şərti aşağıdakı kimi yazılır

[ ]F

F

FvFt

FFmbv

KKFY σσ β ≤= 1 , (104)

burada YF1 - dişin forma əmsalıdır, çarxın dişinin ekvivalent sayı

1vz -ə görə qrafikdən təyin olunur. 111 cos/ δzzv = (burada z1 –çarxın

224

dişlərinin həqiqi sayıdır; 1δ - çarxın bölgü konusunun bucağıdır, bax

şəkil 85);

Fv - konstruktiv xüsusiyyətlərə görə, konusvarı ötürmənin

silindrikə nisbətən yükdaşıma qabiliyyətinin aşağı düşməsini nəzərə alan əmsaldır;

m –dişin orta moduludur . Konusvarı düz dişli ötürmə üçün 85,0=Fv , dairəvi və çəp dişli

üçün 2,1...0,1=Fv götürmək olar.

Layihə hesabatında (104) ifadəsindən orta modul m –i təyin etmək olar.

3.10.4. Əyilmədə buraxılabilən gərginliklər [ ]Fσ

Uzunmüddətli işləyən ötürmə üçün möhkəmlik hesabatı üçün

buraxılabilən əyilmə gərginliyi [ ] [ ]FOFLF K σσ = , (105)

burada [ ]FOσ - bütün poladlar üçün gərginliyin dəyişmə

sikllərinin baza qiymətinə ( FON ) müvafiq olan buraxılabilən əyilmə

gərginliyidir. Gərginliyin dəyişmə sikllərinin baza qiyməti 6

FO 104N ⋅= .

Burada [ ]FOσ - karbonlu və legirləşdirilmiş poladlar üçün termik

emaldan və dişin modulunun qiymətindən asılı olaraq xüsusi cədvəllərdə verilir.

KFL –uzunömürlülük əmsalıdır. Çarxların materiallarının möhkəmliyi HB 350≤ olduqda

16 ≥=N

NK FO

FL , ancaq 08,2≤ . (106)

Möhkəmlik HB > 350 olduqda

225

19 ≥=N

NK FO

FL , ancaq 63,1≤ . (107)

burada N - bütün iş müddəti ərzində dişli çarxın dişlərinin yükləmə tsikllərinin sayıdır. Sabit iş rejimlərində

hLN ω573= , (108)

burada ω - bucaq sürətidir, rad/s ; Lh – ötürmə üçün müəyyən edilmiş iş müddətidir, saat.

Uzun müddət işləyən ötürmə üçün KFL = 1.

3.10.5. Ötürmənin kontakt gərginliyə hesablanması anlayışı

Dişlərin səthinin kontakt möhkəmliyə hesabatı yağlanma şəraitində işləyən qapalı ötürmələr üçün əsas hesabat kimi sayılır. Möhkəmlik şərti aşağıdakı kimi yazılır

[ ]HH σσ ≤ , (109)

burada Hσ - dişlərin aktiv səthində maksimum kontakt

gərginlikdir; [ ]Hσ - kontakt möhkəmliyə hesabladıqda buraxılabilən

gərginlikdir.

Hσ -ın qiyməti çarx və təkər üçün eynidir. Ancaq buraxılabilən

gərginlik çarx [ ]1Hσ və təkər üçün [ ]2Hσ müxtəlif ola bilər. Ona

görə də, kontakt möhkəmlik hesabatı buraxılabilən gərginliyi az olan çarx üçün aparılır.

(109) şərtə görə ötürməni hesablamaq üçün , Hσ -ı xarici yüklə

və ötürmənin parametrləri ilə bağlayan tənlik əldə edilməlidir. Düz və çəp dişli ötürmələr. Belə fərz edilir ki, kontaktda olan

iki dişin mexanikası dişlərin evolvent profillərinin əyrilik radiuslarına bərabər olan 1ρ və 2ρ radiuslu iki silindrin kontaktı ilə eynidir.

Belə məsələyə XIX əsirdə, ilk dəfə, alman mexaniki H. Hers tərəfindən baxılmışdır. Dəqiq hesablamalar göstərir ki, belə model

226

özünü doğruldur. Çünki, kontakt sahəsinin ölçüləri, dişin ölçülərinə nisbətən kiçikdir (şəkil 92).

Şəkil 92.

Đlişmə zonasında maksimum kontakt gərginlik Hersin aşağıdakı düsturu ilə təyin olunur:

g

g

H

qE

ρµπσ

)1(2 2−= , (110)

burada )( 21

21

ρρρρ

ρ±

=g - gətirilmiş əyrilik radiusudur; 1ρ və 2ρ

- kontakt nöqtələrində əyrilik radiuslarıdır (mənfi işarəsi o vaxt

227

götürülür ki, 1ρ radiuslu qabarıq səth, 2ρ radiuslu çökək səthlə

kontaktda olsun); Eg - gətirilmiş elastiklik moduludur,

)(

2

21

21

EE

EEEg +

= (111)

E1 və E2 - dişli çarxların materiallarının elastiklik moduludur; materiallar eyni olduqda Eg = E1 = E2 ; µ - Puasson əmsalıdır; q –

dişin kontakt xəttinin vahid uzunluğuna düşən normal yükdür: düzdişli çarxlar üçün kontakt xətlərin uzunluğu təkərin sağanağının b2 eninə bərabərdir, onda

HvHH

w

tHvHH

n KKKb

FKKK

b

Fq βαβα αcos22

== .

Burada HvHH KKK ,, βα - kontakt gərginliyi hesabladıqda,

müvafiq olaraq, dişlər arasında yükün paylanmasını, dişin uzunluğu boyu (kontakt xətt boyu) yükün qeyri müntəzəm paylanmasını və yükün dinamikliyini nəzərə alan əmsallardır.

Əyrilik radiuslarının qiymətlərini tapaq. Üçbucaq 1OBπ -dən

wwu

ddααρ sin

2sin

221

1 == ;

üçbucaq 2ODπ -dən

w

dαρ sin

22

2 = ,

onda

1

1

2

sin2

+=

u

d wg

αρ .

q və gρ -in qiymətlərini Hers düsturuna qoysaq və

2

2sincossin

ααα =ww olduğunu nəzərə alsaq, alarıq

HvHH

w

tg

H KKKd

u

b

FEβααµπ

σ22

2

)1(2

)2sin(

2

)1(2

+

−= .

228

H

w

Z=)2sin(

2

α - işarə edək. HZ -a ilişmədə olan dişlərin

səthlərinin formasını nəzərə alan əmsal deyilir. 020=wα olduqda

(evolvent profillərdə belədir) .76,1=HZ

)1( 2µπ −= g

M

EZ - ilişmədə olan çarxların materialının

mexaniki xassələrini nəzərə alan əmsaldır; polad çarxlar üçün

./275 2/1 mmNZ M =

Əmsalları yerinə qoysaq, standartla tövsiyə edilən aşağıdakı formada hesabı asılılıq alırıq

=Hσ HvHHt

MH KKKbd

uFZZZ βαε

22

)1( + . (112)

Bu düstura, əlavə olaraq, kontakt xəttinin ümumi uzunluğunu nəzərə alan εZ əmsalı daxil edilib. Düzdişli çarxlar üçün 9,0≈εZ ;

dişlər arasında yükün paylanmasını nəzərə alan əmsal 1=αHK .

Onda, silindrik düzdişli polad ötürmələr üçün yoxlama düsturu aşağıdakı kimi olur

[ ]HHvHt

H KKbd

uFσσ β ≤

+=

22

)1(436 , (113)

burada u - ötürmə ədədidir; Ft -N –la; d2 və b2 -mm –lə; Hσ -

N /mm2 –la . (112) düsturunda b2 –ni aw ilə ifadə etsək, yəni waab ψ=2

nəzərə alsaq və ;2

2

2

d

TFt =

)1(

22 +=

u

uad w əvəz etsək, alarıq

HvHH

wa

MHH KKKu

u

a

TZZZ βαε ψ

σ2

3

32 )1(

2

+= .

Bu ifadəni aw –yə nisbətən həll etsək ötürməni layihələndirmək üçün alarıq

229

[ ]3

22

23 2)(5,0)1( βαεσψ

H

Ha

HvHMHw Ku

TKKZZZua +≥ .

HvHMHa KKZZZK αε2)(5,0= işarə edək.

Standarta uyğun olaraq, düzdişli ötürmələr üçün 3/12 )/(5,49 mmNK a = ; çəp və qoşa dişli ötürmələr üçün

3/12 )/(43 mmNK a = .Bunları nəzərə alaraq, düzdişli çarxların layihə

hesabatı üçün aşağıdakı düsturu alırıq:

[ ]3

22

2)1(5,49 βσψ

H

Ha

w Ku

Tua +≥ , (114)

burada wa - mərkəzlərarası məsafədir, mm; T2 - təkərin valında

burucu momentdir, Nmm; [ ]Hσ - dişli çarxlar cütündən materialının

möhkəmliyi daha az olan çarx üçün buraxılabilən kontakt gərginlikdir, N / mm2 .

wa ab /2=ψ - dişin en əmsalı adlanır. Çarx dayaqlara nisbətən

simmetrik yerləşdikdə 5,0...4,0=aψ ,qeyri-simmetrikdə -0,25...0,40

və konsol yerləşdikdə -0,20...0,25 olur. Çarxın sağanağının eni b1 təkərinkinə nisbətən 2...4 mm çox

götürülür. Bu ona görə edilir ki, ötürmə yığılarkən qeyri dəqiqliyə yol verildikdə təkərin oxboyu istiqamətdə yerdəyişməsi ola bilər və nəticədə onun dişləri çarxın dişləri ilə tam uzunluğu boyu ilişməz.

Dişin uzunluğu boyu yükün qeyri müntəzəm paylanmasını nəzərə alan βHF əmsalı. Valların, gövdələrin, dişli çarxların özlərinin

deformasiyası nəticəsində, beləcə də yastıqların yeyilməsi, yığılmanın qeyri-dəqiqliyi və s. nəticəsində ilişmədə olan çarxlar bir-birinə nisbətən vəziyyətlərini dəyişərək, bir qədər çəpləşirlər. Nəticədə, dişin uzunluğu boyu yük qeyri-müntəzəm paylanır. Dişlərin çəpliyinin təsiri sağanağın eni b2 artdıqca – artır. Ona görə də b2 –in qiyməti məhdudlaşdırılır.

Dişləri kontakt möhkəmliyə hesabladıqda yükün dişin uzunluğu boyu qeyri müntəzəm paylanmasının təsiri βHK əmsalı vasitəsilə

230

nəzərə alınır. βHK - dişin səthinin möhkəmliyi dişli çarxın val üzərində

simmetrik, qeyri-simmetrik və ya konsol yerləşdirilməsindən, )1(5,0/ 12 +== udbdψ əmsalından asılı olaraq təyin edilir.

Yükün dinamikliyini nəzərə alan HvK əmsalı. Dişli çarx

ötürmələri işlədikdə onların hazırlanması və yığılmasının qeyri-dəqiqliyindən, beləcə də dişlərin deformasiyası nəticəsində əlavə olaraq dinamik yüklər yaranır. Dişləri kontakt möhkəmliyə hesabladıqda, bu yüklərin təsiri HvK əmsalı vasitəsilə nəzərə alınır.

Düzdişli ötürmə üçün ≤v 5 m/s olduqda :

HvK =1,2 - çarxın dişlərinin bərkliyi HB 350≤ ,

1,1=HvK - çarxın dişlərinin bərkliyi HB >350 olduqda.

Konusvarı ötürmələr. Yoxlama hesabatı

[ ]HHvH

eH

tH KK

bdv

uFσσ β ≤

+=

2

2 1470 , (115)

burada tF - N –la; bd e ,2 - mm –lə; Hv - konusvarı çarxların

növünün əmsalıdır. Düzdişli çarxlar üçün .85,0=Hv

Dairəvi dişli çarxlar üçün : 85,1=Hv - çarx və təkərin möhkəmliyi HB 350≤ olduqda,

5,1=Hv - təkərin möhkəmliyi HB 350≤ ,çarxın isə bərkliyi 45

HRCэ –çox olduqda, 3,1=Hv - çarx və təkərin möhkəmliyi 45 HRCэ çox olduqda;

βHK - yükün sağanağın eni boyu paylanmasını nəzərə alan

əmsaldır. Düz dişli çarxlar üçün 0,1=βHK ,dairəvi dişli çarxlar üçün

1,1=βHK .

HvK - yükün dinamikliyini nəzərə alan əmsaldır.

Düz dişli çarxlar üçün ≤v 5 m/s olduqda: 15,1=HvK - təkərin dişlərinin bərkliyi HB 350≤ olduqda,

1,1=HvK - təkərin dişlərinin bərkliyi HB>350 olduqda.

231

Dairəvi dişli ötürmələr üçün: 05,1=HvK - 10≤v m/s olduqda , istənilən bərklikli dişlər üçün,

2,1=HvK - 20...10=v m/s və təkərin dişlərinin bərkliyi HB 350≤

olduqda, 1,1=HvK - 20...10=v m/s və təkərin dişlərinin bərkliyi

HB>350 olduqda. Layihə hesabatı. Belə hesabatda təkərin xarici bölgü diametri

tapılır

[ ]3

22

2 165 βσ

H

HH

e Kv

uTd ≥ , (116)

burada 2ed -mm –lə; 2T - Nmm -lə; [ ]Hσ - 2/ mmN -la.

3.10.6. Buraxılabilən kontakt gərginlik [ ]Hσ

Təcrübə yolu ilə müəyyən olunub ki, dişlərin işçi səthlərinin kontakt möhkəmliyi, əsasən bu səthlərin möhkəmliyi ilə müəyyən edilir. Uzun müddət işləməsi nəzərdə tutulan ötürmələrin buraxılabilən kontakt gərginliyi

[ ] [ ]HOHLH K σσ = , (117)

burada [ ]HOσ - gərginliyin HON dəyişmə sikllərinə müvafiq

kontakt dözümlülük həddidir. Onun qiyməti poladın markası və termik emalın növünə görə götürülür;

HLK - ötürmənin yükləmə rejimi və ümumi işləmə müddətini

nəzərə alan uzunömürlülük əmsalıdır,

16 ≥=N

NK HO

HL ,ancaq maxHLK≤ . (118)

Normallaşdırılmış və yaxşılaşdırılmış çarxlar üçün 6,2max =HLK ;

səthi tablaşdırma, azotlaşdırma və sementləşdirmə olmuş çarxlar üçün 8,1max =HLK .

232

Dözümlülük həddinə müvafiq gərginliklərin dəyişmə sikllərinin sayı HON - dişlərin işçi səthlərinin möhkəmliyi ilə müəyyənləşir.

N - bütün iş müddəti ərzində dişli çarxın dişlərinin yükləmə tsikllərinin sayıdır. Sabit yüklənmə rejimində

hLN ω573= , (119)

burada ω - bucaq sürəti, rad/s; Lh - ötürməyə üçün müəyyən edilmiş iş müddətidir, saat.

Çox hallarda N > NHO ,ona görə də uzunmüddət işləyən ötürmələr üçün KHL=1

Silindrik və konusvarı dişli çarx ötürmələrini kontakt gərginliyə hesabladıqda buraxılabilən [ ]Hσ kontakt gərginlik kimi çarx [ ]1Hσ

və təkərin [ ]2Hσ buraxılabilən gərginliklərindən az olanı götürülür.

Düz dişli olmayan və səthlərinin orta bərkliklərinin 7021 ≥− oror HBHB olanlar istisna edilir. Onlar üçün

[ ] [ ] [ ]( )2145,0 HHH σσσ += . (120)

Belə halda, silindrik çəp və qoşa dişli çarxlar üçün [ ] [ ]223,1 HH σσ ≤ , düzdişli olmayan konusvarı ötürmələr üçün isə

[ ] [ ]215,1 HH σσ ≤ olmalıdır.

233

IV-Fəsil. MAŞIN HĐSSƏLƏRĐ SƏTHLƏRĐNĐN TƏMĐZLĐYĐ, QARŞILIQLI ƏVƏZOLUNMA VƏ SƏTHLƏRĐN FORMASININ ƏSAS FORMADAN

FƏRQLƏNMƏSĐ ANLAYIŞI

4.1. Maşın hissələri səthlərinin təmizliyi haqqında məlumat. Kələ-kötürlülüyü

müəyyən edən parametrlər

Maşın hissələrinin emalı zamanı üzlərində forma xətaları baş verir. Onların əmələ gəlməsinə səbəb kimi emal vaxtı kəsici alətin və detalın əsməsi, kəsici alətin defekti, emal edən dəzgahın kinematikasının xüsusiyyətləri və s. göstərmək olar. Emal vaxtı əmələ gələn forma xətaları əsasən dalğalılıq və kələ-kötürlüklə xarakterizə olunurlar. Səthdə emaldan sonra əmələ gələn girinti və yaxud çıxıntıların addımının onun hündürlüyünə olan nisbəti 50 -dən azdırsa, belə forma xətasına kələ-kötürlük deyilir .Bu nisbət 50 –dən 1000 -ə qədərdirsə, onda dalğalılıq deyilir.

Dalğalılığın və kələ-kötürlüyün göstəriciləri profiloqrammalar vasitəsilə təyin olunur (şəkil 93).

Şəkil 93.

Kələ-kötürlüyü qiymətləndirmək üçün əsas parametrlər kimi 10 nöqtə üzrə profilin əyriliyinin hündürlüyü Rz və l baza uzunluğu sərhədində profilin hündürlüyünün hədd ölçüsünün mütləq orta hesabı qiyməti Ra qəbul edilmişdir (şəkil 93).

234

+= ∑∑

==

5

1min

5

1max

5

1

ii

iiz HHR ;

∫=l

a dxxyl

R0

)(1

, və yaxud təqribi qiyməti

∑=

=n

iia y

nR

1

1

burada maxiH və miniH - müvafiq olaraq profilin ən böyük

maksimum və ən kiçik minimumların qiymətləridir (şəkil 93). Bu kəmiyyətlərin hesablanması və y(x)-in qiyməti baza xətti olan m – m –dən aparılır. Bu xətt eyni zamanda səthin nominal profili olub elə çəkilib ki, profilin bu xətdən orta kvadratik meyllənməsi l baza uzunluğu çərçivəsində - minimaldır.

y – profilinin hündürlüyünün hədd ölçüsüdür, istənilən hündürlükdən orta xəttə qədər olan məsafədir; n - baza xətti üzrə götürülən nöqtələrin sayıdır.

Səthin kələ-kötürlüyünün detalların istismar xassələrinə mühüm təsiri var. Belə ki, onun qiyməti optimal olmadıqda - möhkəmlik, korroziyaya davamlılıq, sərtlik – azalır; sürtünmə və yeyilmə isə - artır və s.

Səthin kələ-kötürlüyünü göstərmək üçün müəyyən işarələr qəbul edilmişdir (şəkil 94).Bu işarələr vasitəsilə çertyojlarda kələ-kötürlük parametrlərinin nominal ədədi qiymətləri göstərilir. Şəkil 94, a -dakı işarə konstruktor tərəfindən emal növü göstərilmədikdə qoyulur (emal növünün əhəmiyyəti yoxdur).

Şəkil 94, b -dəki işarə göstərir ki, səth detalın üst qatının götürülməsi ilə alınmalıdır. Əgər səthin təmizliyi hissənin üst qatını götürmədən ilkin emal – tökmə, döymə, ştamplama, yayma, dartma üsullarından biri ilə əldə edilirsə, onda şəkil 94, c-də göstərilən işarə qoyulur. Kələ-kötürlük parametrlərinə aid məlumatlar şəkil 94, d-də göstərilən işarə vasitəsilə verilir. Burada 1 düzbucaqlının yerində kələ-kötürlük parametri yazılır (Ra ilə verilibsə Ra - yazılmır, onun ədədi qiyməti yazılır, şəkil 94, e; digər parametrlər üçün – həm işarə, həm də ədədi qiymət yazılır, şəkil 94, f). 2 düzbucaqlının yerində səthin

235

emalının növü (lazımdırsa) və digər əlavə göstərişlər yazılır. 3 və 4 düzbucaqlıların yerində müvafiq olaraq kələ-kötürlüyün baza uzunluğu (şəkil 94, g) və kələ-kötürlüyün istiqamətinin şərti işarəsi göstərilir.

Şəkil 94.

4.2. Qarşılıqlı əvəz olunma anlayışı. Kvalitetlər və onların düzgün seçilməsinin əhəmiyyəti

Dəqiqlik – maşın hissələrinin keyfiyyətinin ən mühüm göstəricilərindən biridir. Dəqiqlik – mexanizmlərin iş görmə kriterilərinə və etibarlığına əhəmiyyətli dərəcədə təsir edir.

Dəqiqliyin belə vacib əhəmiyyətinin olmasına baxmayaraq, maşın hissələrini mütləq dəqiq hazırlamaq olmur. Onların ölçüləri həmişə nominal ölçülərdən bir qədər fərqlənirlər. Belə şəraitdə maşın hissələrini istismar etmək ,hazırlamaq və layihə etmək üçün qarşılıqlı əvəz olunmanın çox böyük əhəmiyyəti var.

Qarşılıqlı əvəz olunma - əlavə emal əməliyyatı aparmadan, maşında bir hissəni digər hissə ilə əvəz etdikdə onun öz funksiyasını

236

texniki şərtlərə uyğun olaraq yerinə yetirə bilməsinə deyilir. Maşın hissələrinin qarşılıqlı əvəz olunması müsaidə və oturtma sistemləri ilə təmin edilir. Müsaidə və oturtmalar uyğun standartlarla normallaşdırılmışdır.

Val – oymaq tipli birləşmələrdə oymağın səthi - əhatə edən səth ,valın səthi isə əhatə olunan səth adlanır. Val və oymağa aid ümumi ölçü birləşmənin nominal ölçüsü adlanır və d ilə işarə olunur. Bu ölçü standart üzrə yuvarlaqlaşdırılır.

Oymaq və val kimi adlanan əhatə edən və əhatə olunan elementlərdən başqa, maşın hissələrində elə elementlər də olur ki, onları nə oymaqlara, nə də vallara aid etmək olmur. Şəkil 95-də onlar c hərfi ilə işarələniblər. Bu elementlər aşağıdakıdırlar: deşiklərin və yarıqların dərinliyi, deşiklərin yerləşməsinin koordinatları və s. Şəkildə oymaqların ölçüləri a valların ölçüləri isə - b ilə işarələnib.

Şəkil 95.

Görüşən hissələrin hər birinin ölçüsü ayrılıqda müəyyən müsaidə ilə hazırlanır. Bu o deməkdir ki, hər bir hissə hazırlanarkən onun ölçüsünün maksimum və minimum hədləri müəyyənləşdirilir.

Ən böyük və ən kiçik həddi ölçülər arasındakı fərqə müsaidə deyilir. Nominal ölçü ilə ən böyük və ən kiçik həddi ölçülər arasındakı fərq oymaq üçün T0 (şəkil 96-da T0 = TD), val üçün Td ilə işarə edilir.

237

Qarşılıqlı müsaidə sahələrinin yerləşməsindən asılı olaraq hissələrin oturtması araboşluqlu S (şəkil 96, a) keçid oturtmalı (şəkil 96, b) və gərginlikli N olur (şəkil 96, c). Araboşluqlu oturtmalar hərəkət edən hissələrdə və tez-tez yığılıb-sökülən, eləcə də ölçülərinə həddindən artıq kəskin tələblər verilən birləşmələrdə işlədilir. Keçid oturtması oymaq və valın diametrlərindən asılı olaraq araboşluqlu və gərginlikli ola bilər.

Şəkil 96. Belə oturtmalar yaxşı mərkəzləşmə tələb edən ,təkrar yığılıb-

söküldükdən sonra işgil, çiv, vint və s. ilə bərkidilən birləşmələrdə tətbiq olunur. Gərginlikli oturtmalar isə bir-birinə nisbətən hərəkət etməyən hissələrin birləşməsində işlədilir.

Kvalitet. Bütün nominal ölçülər üçün eyni dərəcədə dəqiqliyi təmin edən müsaidələrin məcmusuna kvalitet deyilir. Standarta görə, dəqiqlik dərəcəsi azalan ardıcıllıqla düzülmüş 19 kvalitet vardır: 01; 0; 1; 2; 3; 4; 5;...; 17. Kvalitetin düzgün seçilməsi çox məsuliyyətli işdir. O, birləşdirilən maşın hissələrinin iş keyfiyyətini, hazırlama dəyərini, mexaniki emal texnologiyası və yığılmasının əlverişliyini müəyyən edir.

Maşınqayırmada 6, 7, 8 və 9-cu kvalitetlərdən daha çox istifadə edilir.

Ölçülərin həddi müsaidələri standarta əsasən müəyyənləşdiril-mişdir. Vallar üçün ölçünün yuxarı həddi es, aşağı həddi ei, deşiklər üçün uyğun olaraq ES və EĐ ilə işarə olunur. Standarta uyğun olaraq,

238

iki növ oturtma sistemi: deşik sistemi və val sistemi üzrə oturtmalara yol verilir

Şəkil 97.

Deşik sistemi üzrə oturtmalarda (şəkil 97, a) deşiyin həddi

ölçüləri sabit olur, müsaidə növü valın ölçülərini dəyişməklə əldə edilir (Cədvəl 1).

Val sistemində isə valın həddi ölçüləri sabit qalır, deşiyin ölçülərini dəyişməklə müxtəlif müsaidələr əldə etmək olar (şəkil 97, b).

Aşağı həddi müsaidəsi sıfıra bərabər olan deşiyə əsas deşik ,yuxarı həddi ölçüsü sıfıra bərabər olan vala isə əsas val deyilir.

Deşiyə aid müsaidə latın əlifbasının böyük hərfləri A,B,C,D və s. vallara aid müsaidə kiçik hərflərlə -d ,e, g ,f ,h və s. kimi işarə edilir. Deşik sistemi üzrə oturtmalarda kvadrata alınmış oturtmalara üstünlük verilir (Cədvəl 1). Müsaidələrin həddi ölçüləri aşağıdakı kimi göstərilə bilər:

a) hərflərlə, məsələn, 20H7, 16e8 ; b) ədədi qiymətlərlə, məsələn, 18 +0,018 ;12 -0,032 ;

c) qarışıq üsulla ,məsələn, 18H7 (+0,018), 30e7 040,0061,0

−− .

Oturtmalar val və deşiyin müsaidəsi sahəsini birləşdirməklə alınır. Məsələn,

8

718

e

H;

7

814

h

E;

8

840

h

H;

8

924

h

E;

6

716

g

H və s.

239

Yığım çertyojlarında da hissələrin ölçü müsaidələrini müxtəlif yazılışla vermək olar.

Oturtmanın düzgü seçilməsinin böyük iqtisadi əhəmiyyəti var. Oturtmaların deşik sistemi üzrə aparılması val sisteminə nisbətən daha əlverişlidir. Bu halda valın ölçüsünü deşiyin ölçüsünə uyğunlaşdırmaq lazım gəlir. Valı yonmaq isə deşiyi yonmaqdan asan olduğuna görə deşik sistemi texnikada daha çox yayılmışdır.

Maşın hissələrinin birləşməsində ən çox işlədilən oturtma növlərinin tətbiq sahələri aşağıdakılardır:

5

6

h

H - oxları dəqiq mərkəzləşdirilən yığım vahidlərində;

9

9,

8

9

h

H

h

H- asan yığılması tələb olunan oturtmalarda (işgil

birləşməsi və s.);

11

11

h

H- nisbətən kobud mərkəzləşdirilmiş hərəkətsiz birləşmələrdə;

6

7

g

H- hərəkətli birləşmələrdə kipliyi təmin etmək üçün;

9

8,

8

8,

8

7,

6

7

e

H

e

H

e

H

e

H- yüksək sürətlə fırlanan yastıqlarda;

9

9,

9

8

d

H

d

H- daxili yanma mühərriklərinin silindr –porşen cütündə;

6

7

m

H- çox az-az yığılıb-sökülən birləşmələrdə;

6

7

k

H- gərginlikli birləşmələrdə;

5

6,

5

6,

5

6

s

H

r

H

p

H- təsir edən yükün dəyişməsi rəqsi xarakter

daşıdıqda.

240

Cəd

vəl

1.

241

Kvalitetlərin seçilməsinə aid onu da qeyd etmək lazımdır ki, 12 –dən 17 –yə qədər olan kvalitetlər dəqiqlik tələb olunmayan birləşmələrdə işlədilir.

4.3. Səthlərin forma və yerləşmələrinin əsas həndəsi formadan

fərqlənməsi anlayışı

Çertyojda səthlərin forma və yerləşmələrinin əsas həndəsi formadan fərqlənməsi standartla qəbul olunmuş şəkil və formada göstərilir. Aşağıda səthlərin forma və vəziyyətinin qəbul olunan forma və vəziyyətdən fərqlənməsini göstərən işarələr verilmişdir.

- Silindriklikdən fərqlənmə.

- Müstəvidən fərqlənmə.

- Dairəlikdən fərqlənmə.

- Uzununa kəsiyin profildən fərqlənməsi (silindrik səthlərə aiddir). - Düz xətdən fərqlənmə.

- Paralellikdən fərqlənmə.

- Perpendikulyarlıqdan fərqlənmə.

242

- Tuşoxluluqdan fərqlənmə.

- Simmetriklikdən fərqlənmə. - Oxların nominal yerləşmə vəziyyətindən fərqlənməsi.

- Oxların kəsişməsindən fərqlənmə.

Çertyojlarda bu işarələr iki və ya üç hissəyə ayrılmış düzbucaqlı

çərçivədə yazılır. Çərçivənin birinci hissəsində fərqlənmənin cədvəl işarəsi yerləşdirilir, ikinci hissədə fərqlənmənin həddi qiyməti, üçüncü hissədə isə fərqlənmənin hesablandığı baza işarə edilir.

Şəkil 98 və şəkil 99-da forma və yerləşmələrinin əsas həndəsi formadan fərqlənməsinə aid çertyojlar göstərilmişdir.

Şəkil 98. Şəkil 98 forma fərqlənməsini göstərən düzbucaqlının üçüncü

hissəsində göstərilən A – bazadır. Đşarə belə oxunur: deşiklərin oxlarının kəsişməsi (deşiklərdən biri A baza deşiyidir) 0,05 mm- -dən çox fərqlənməməlidir.

Simmetriklikdən fərqlənmə.

243

Şəkil 99-da baza kimi A,B və C səthləri götürülmüşdür. Bundan başqa, Ra ilə səthlərin təmizlikləri də verilmişdir.

Şəkil 99.

244

ƏDƏBĐYYAT

1. Ə.R.Bayramov Sərbəst iş üçün praktiki materiallar müqaviməti kursu. B, “Maarif” nəşriyyatı, 2005

2. Н.М.Беляев Сопротивление материалов. М, Издательство «Наука», 1976

3. Г.С.Писаренко Сопротивление материалов. Киев, Издательство «Вища школа», 1986

4. К.Д.Буданов и др. Основы теории конструкция и расчет текстильных материалов. М, 1975

5. M.H.Fərzəliyev Maşın və mexanizmlər nəzəriyyəsi. Bakı, 2005 6. A.M.Kəngərli. Maşın və mexanizmlər nəzəriyyəsi. Bakı, 2004 7. Z.H.Kərimov və b. Maşın hissələri. Bakı, 1999 8. В.Иосилевич, П.А.Лебедев и др. Прикладная механика. М.:

Машиностроение, 1985 9. Г.В.Иосилевич, Г.Б.Строганов и др. Прикладная механика.

М.:Высшая школа, 1989 10. И.И.Артоболевский. Теория механизмов и машин. М.:

Наука, 1975 11. С.Н.Кожевников Теория механизмов и машин. М.:

Машиностроение, 1969 12. Д.Н.Решетов Детали машин. М.:Машиностроение, 1989 13. Н.Г.Куклин, Г.С.Куклина. Детали машин.М. :Высшая

школа, 1987 14. Ю.Н.Березовский, Д.В.Чернилевский и др. Детали машин.

М.: Машиностроение, 1983 15. И.И.Мархель. Детали машин. М.:Машиностроение, 1986

245

Mündəricat GĐRĐŞ...................................................................................................3 Bölmə I. Maşın və qurğuların ayrı-ayrı elementlərinin möhkəmlik və sərtliyinin öyrənilməsi...............................5 I-Fəsil Materiallar müqavimətində əsas anlayışlar ......................... - 1.1. Materiallar müqaviməti fənninin məqsədi və onun inkişaf tarixi...................................................................................- 1.2. Ümumi anlayışlar. Öyrənmə obyektləri və onların sxemləşdirilməsi..........................................................................7 1.3. Materiallar müqavimətində bərk cisim haqqında qəbul edilən əsas təkliflər və fərziyyələr.....................................10 1.4. Xarici və daxili qüvvələr haqda anlayış......................................12 1.5. Cismin kəsiyindəki daxil qüvvə amillərinin təyini.....................14 1.6. En kəsikdə yaranan gərginliklər.................................................16 1.7. Yerdəyişmələr və deformasiyalar...............................................17 II-Fəsil. Sadə deformasiyalarda daxili qüvvələrin təyini ...............20 2.1. Dartılma və sıxılmada daxili qüvvələrin təyini............................- 2.2. Burulmada daxili qüvvələrin təyini............................................22 2.3. Əyilmədə daxili qüvvə amillərinin təyini...................................25 2.4. Əyici moment, kəsici qüvvə və yayılmış yük intensivliyi arasındakı diferensial asılılıqlar..............................26 2.5. Tirlərdə kəsici qüvvə və əyici moment epürlərinin qurulması....................................................................................28 III-Fəsil. Dartılma, sıxılma..............................................................35 3.1. Normal gərginliyin təyini. Huk qanunları....................................- 3.2. Dartılma diaqramı.......................................................................38 3.3. Sıxılma diaqramı.........................................................................43 3.4. Dartılmada (sıxılmada) möhkəmliyə və sərtliyə hesabat.............- 3.5. Dartılmada (sıxılmada) statiki həll olunmayan məsələlər..........46 IV-Fəsil. XalĐs sürüşmə....................................................................48 4.1. Ümumi anlayışlar. Nazikdivarlı silindrik boruların burulmasında xalis sürüşmə deformasiyasının öyrənilməsi.........- 4.2. Toxunan gərginliyin qoşalığının xüsusiyyətləri.........................49 4.3. Xalis sürüşmə halında borunun oxuna maili olan sahədə normal və toxunan gərginliklər...................................................50

246

4.4. Deformasiyalar, G və E arasında əlaqə və xalis sürüşmədə Huk qanunu...............................................................52 4.5 Sürüşmə diaqramı və möhkəmliyə hesabat..................................54 V- Fəsil. Yastı kəsiyin həndəsi xarakteristikasının mahiyyəti və onun tədqiqi......................................................................55 5.1. Kəsiyin sahəsinin statik momenti. Ağırlıq mərkəzinin təyini.....- 5.2. Yastı kəsiyin ətalət momentlərinin təyini....................................56 5.3. Ətalət momentləri haqda teoremlər.............................................58 5.4. Sadə həndəsi fiqurların ətalət momentləri...................................60 VI-Fəsil. Burulma..............................................................................63 6.1. Ümumi anlayışlar. En kəsiyi dairə olan brusların burulması.......- 6.2 Burulmada brusların möhkəmliyə və sərtliyə hesablanması........67 6.3. Burucu moment, dövrlər sayı və ötürülən güc arasında əlaqə........................................................................68 VII-Fəsil. Əyilmə...............................................................................71 7.1. Milin en kəsiyində daxili qüvvə amilləri......................................- 7.2. Yastı əyilmədə normal gərginliklər.............................................73 7.3. Yastı eninə əyilmədə gərginliklər................................................76 7.4. Yastı əyilmədə möhkəmliyə hesabat...........................................78 7.5. Tirlərin əyilmədə deformasiyaları və yerdəyişmələr. Sərtliyə hesabat.............................................................................- Bölmə II. Maşın və mexanizmlərin strukturunun, kinematik, dinamik analizinin və sintezinin ümumi metodları..............................................................81 I-Fəsil. Maşın və mexanizmlərĐn strukturu anlayışı......................- 1.1. Mexanizm, maşın və aqreqat anlayışı...........................................- 1.2. Bəndlər və kinematik cütlər.........................................................84 1.3. Kinematik zəncirlər......................................................................89 1.4. Kinematik zəncirlərin struktur düsturu........................................91 1.5. Mexanizmlərin qurulması prinsipləri və təsnifatı........................92 1.6. Mexanizmlər ailəsi......................................................................96 II-Fəsil. Yastı mexanizmlərin kinematikası....................................97 2.1. Mexanizmlərin kinematikasının məqsədi.....................................- 2.2. Mexanizmin planının miqyas əmsalı..........................................98 2.3. Bəndlərin vəziyyətlərinin qurulması...........................................99

247

2.4. Qrafiki kinematik tədqiqat........................................................101 2.5. Kinematik analizin qrafoanalitik üsulu.....................................105 2.5.1. Dördoynaqlı mexanizmin sürət və təcil planları......................- 2.5.1.1. Mexanizmin sürətlər planı və onun xassələri.....................106 2.5.1.2. Mexanizmin təcillər planı və onun xassələri......................108 2.6. Analitik kinematik analiz anlayışı............................................112 III-Fəsil-. Maşın və mexanizmlərin dinamikası və sintezi anlayışı..................................................................114 3.1 Dinamikanın əsas məsələləri........................................................- 3.2 Mexanizmin qüvvə hesabatı, onun vəzifələri və məzmunu.......115 3.3. Maşın və mexanizmlərə təsir edən qüvvə və momentlər və onların təyini........................................................................116 3.3.1. Hərəkətetdirici qüvvə və ya onların momentləri...................117 3.3.2. Faydalı müqavimət qüvvələri və onların momentləri.............- 3.3.3. Zərərli müqavimət qüvvələri və onların momentləri.............118 3.3.4. Çəki qüvvələri və ya qüvvələr momentləri............................119 3.3.5. Ətalət qüvvələri və momentləri.............................................120 3.4. Reaksiya qüvvələri. Kinematik zəncirlərin statik həll olunma şərtləri...................................................................123 3.5. Reaksiya qüvvələrinin təyini....................................................125 3.6. Sintezin əsas məsələləri. Sintez üsulları...................................129 Bölmə III. Verilmiş iş şəraitindən asılı olaraq detalların, düyümlərin və ötürmələrin layihələndirilməsi metodikası, ölçülərin, formaların dəqiqliyi və səthlərin təmizliyi anlayışı.........................................138 I-Fəsil. Maşın hissələrinin iş qabiliyyəti kriteriləri..........................- 1.1. Möhkəmlik...................................................................................- 1.2. Sərtlik........................................................................................140 1.3. Dayanıqlılıq..............................................................................141 1.4. Yeyilməyə davamlılıq.................................................................- 1.5. Đstiliyə davamlılıq.....................................................................142 1.6. Titrəməyə davamlılıq................................................................143 1.7. Etibarlıq anlayışı.......................................................................144 1.8. Maşınqayırma materialları haqqında məlumat və onların seçilməsi prinsipləri......................................................145

248

II-Fəsil. Birləşmələr........................................................................151 2.1. Birləşmələr haqqında məlumat....................................................- 2.2. Qaynaq birləşməsi haqqında məlumat, möhkəmlik və layihə hesabatı......................................................................151 2.3. Yiv birləşmələri, ümumi məlumat. Yivlərin növləri və parametrləri.........................................................................158 2.4. Bolt birləşmələrinin möhkəmlik və layihə hesabatı.................163 2.5. Đşgil birləşməsi haqqında məlumat. Möhkəmlik və layihə hesabatı...........................................................................169 2.6. Şlis birləşmələri haqqında məlumat. Möhkəmlik və layihə hesabatı...........................................................................174 III-Fəsil. Ötürmələr........................................................................177 3.1. Ötürmələr haqqında məlumat......................................................- 3.2. Ötürmələrin əsas kinematik və qüvvə asılılıqları.....................178 3.3. Qayış ötürmələri.......................................................................181 3.4. Zəncir ötürmələri......................................................................185 3.5. Friksion ötürməsi haqqında məlumat.......................................190 3.6. Dişli çarx ötürmələri, növləri....................................................195 3.7. Silindrik dişli çarx ötürmələrinin əsas həndəsi və kinematik parametrləri..............................................................199 3.7.1. Dişli ilişmə nəzəriyyəsinin əsasları..........................................- 3.7.2. Evolvent ilişmənin yaranması................................................202 3.7.3. Silindrik dişli çarxın yaradılması...........................................204 3.7.4. Evolvent ilişmənin əsas elementləri və xarakteristikaları......205 3.7.5. Silindrik çəp dişli ötürmələrin həndəsi və kinematik parametrləri............................................................................209 3.8. Konusvarı dişli çarx ötürməsinin əsas həndəsi və kinematik parametrləri..............................................................210 3.8.1. Əsas həndəsi asılılıqlar............................................................- 3.8.2. Ötürmə nisbəti........................................................................213 3.9. Đlişmədə yaranan qüvvələr........................................................214 3.9.1. Düzdişli silindrik dişli çarx ötürmələri....................................- 3.9.2. Çəp dişli silindrik dişli çarx ötürmələri.................................215 3.9.3. Konusvarı dişli çarx ötürmələri.............................................216 3.10. Dişli çarx ötürmələrinin möhkəmlik və layihə

249

hesabatının məzmunu.............................................................218 3.10.1. Đlişmədə olan dişin iş şəraiti...................................................- 3.10.2. Dişlərin dağılmasının əsas növləri.......................................218 3.10.3. Dişlərin əyilmədə möhkəmlik hesabatı anlayışı..................220 3.10.4. Əyilmədə buraxılabilən gərginliklər ...................................224 3.10.5. Ötürmənin kontakt gərginliyə hesablanması anlayışı..........225 3.10.6. Buraxılabilən kontakt gərginlik ..........................................231 IV-Fəsil. Maşın hissələri səthlərinin təmizliyi, qarşılıqlı əvəzolunma və səthlərin formasının əsas formadan fərqlənməsi anlayışı.........................................................233 4.1. Maşın hissələri səthlərinin təmizliyi haqqında məlumat. Kələ-kötürlülüyü müəyyən edən parametrlər..............- 4.2. Qarşılıqlı əvəz olunma anlayışı. Kvalitetlər və onların düzgün seçilməsinin əhəmiyyəti...............................................235 4.3. Səthlərin forma və yerləşmələrinin əsas həndəsi formadan fərqlənməsi anlayışı..................................................241 Ədəbiyyat........................................................................................244

250

251

252