dm konspekt 1 semestr

Міністерство освіти і науки України
Національний технічний університет України
“Київський політехнічний інститут”










ДЕТАЛІ МАШИН ТА ПРОЕКТУВАННЯ -1


КОНСПЕКТ ЛЕКЦІЙ

з дисципліни «Деталі машин »

для студентів напряму підготовки
6.051101 “Авіа-та ракетобудування ”
спеціальності
6.100101 “Літаки та вертольоти”

Рекомендовано Вченою радою ФАКС НТУУ «КПІ»






Київ 2014
Конспект лекцій до проведення лекційних занять з дисципліни «Деталі машин» для студентів напрямку підготовки 6.051101 “Авіа-та ракетобудування” спеціальності 6.100101 “Літаки та вертольоти”/ Укладачі.: О.А. Бабаєв, О.П. Мариношенко,– К.: НТУУ «КПИ», 2014.– 54с.


Затверджено методичною радою ФАКС НТУУ «КПІ»
(Протокол № _ від «__» _______ 2014 р.)



Навчальне електронне видання
«Деталі машин та проектування -1 »

КОНСПЕКТ ЛЕКЦІЙ

з дисципліни «Деталі машин »
для студентів напряму підготовки
6.051101 “Авіа-та ракетобудування”
спеціальності 6.100101 “Літаки та вертольоти”


Укладачі:
Бабаєв Олександр Арташесович, , канд. техн. наук, доц
Мариношенко Олександр Петрович, , канд. техн. наук, доц.





Відповідальний
редактор: В.М.Федоров, к. техн. наук, доц.

Рецензент: В.В.Попов, к. техн. наук, доц.


Під редакцією укладачів
ЗМІСТ

ПЕРЕДМОВА
Розділ 1. Загальні питання проектування деталей та вузлів машин
Вступ
Роль та значення курсу в системі підготовки інженера-механіка. Роль машинобудування в економіці. Основні напрямки розвитку конструкції машин. Основні задачі курсу. Зв’язок курсу із загальнотехнічними та спеціальними дисциплінами.
Принципи проектування
Основні вимоги до деталей та вузлів машин. Поняття працездатності, технологічності, економічності. Критерії працездатності деталей машин. Міцність (моделі навантаження, моделі руйнування). Конструктивні та технологічні методи підвищення міцності. Жорсткість деталей машин, її вплив на працездатність. Теплостійкість та вібростійкість деталей машин. Основи тріботехніки деталей. Природа тертя ковзання, види тертя. Стадії проектування вузлів та деталей машин.
З’єднання деталей машин
Рівні циліндричні з’єднання. Характеристики, особливості збирання та критерії працездатності. Розрахунок з’єднань з натягом.
Зварні з’єднання. Характеристика та області застосування зварних з’єднань. Основні типи зварних швів. Види їх ушкоджень та критерії працездатності. Розрахунок зварних швів на стаціонарні навантаження. Допустні напруження.
Нарізні з’єднання. Характеристика та області застосування нарізних з’єднань. З’єднання болтами, гвинтами та шпильками. Матеріали нарізних деталей. Поняття про самогальмування та стопоріння нарізних з’єднань. Види пошкоджень та критерії працездатності нарізних з’єднань. Особливості розрахунку та конструювання багатоболтових з’єднань.

Шпонкові, штифтові та шліцьові з’єднання. Порівняльна характеристика та області застосування. Види пошкоджень та критерії працездатності. Розрахунок ненапружених шпонкових з’єднань призматичними шпонками.
Механічні передачі
Пасові передачі. Загальні відомості та основні характеристики передач гнучкою в’яззю. Різновиди пасових передач. Передачі пласким пасом. Області застосування. Матеріали пласких пасів, з’єднання пасів. Клинопасові передачі. Характеристика та області застосування. Клинові та поліклинові паси.
Геометрія та кінематика пасових передач. Сили натяжіння в пасах. Теорія роботи пасових передач. Криві ковзання. Пружне ковзання та буксування. Коефіцієнт тертя між пасом та шківом. Коефіцієнт корисної дії. Розрахунок пасових передач на тягову спроможність та ресурс.

Сили, що діють на вали з боку пасової передачі. Шківи пасових передач. Матеріали та конструкція. Стандарти на діаметри.

Ланцюгові передачі. Класифікація привідних ланцюгів. Конструкція основних типів привідних ланцюгів. Шарніри кочення. Області застосування ланцюгових передач в машинобудуванні. Основні характеристики. Вибір параметрів ланцюгових передач. Довжина ланцюга та відстань між осями. Критерії працездатності ланцюгових передач та основні дані для розрахунку. Натяжіння гілок ланцюга. Несуча спроможність ті підбір ланцюгів. Врахування частоти обертання, передаточного числа, довжини ланцюга та інших факторів. Змінність передаточного відношення. Динамічні навантаження. Коефіцієнт корисної дії. Навантаження на вали. Проектування зірочок. Змащування ланцюгових передач. Ланцюгові варіатори.

Фрикційні передачі та варіатори. Принцип роботи. Області застосування. Загальні експлуатаційні характеристики. Геометричне та пружне ковзання. Елементи конструкції: пристрої для взаємного притискання тіл кочення. Профілі тіл кочення. Матеріали.
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
Стр.


ПЕРЕДМОВА

Для вирішення завдань впровадження нової техніки спеціаліст повинен мати грунтовні знання і професійні якості. Він повинен знати не тільки порядок, способи і методи створення нової конструкції, але й способи і методи виготовлення її складових частин, матеріалу, із якого вона виготовляється, принцип взаємодії частин, надійність, економічність і т. ін. Такі знання дозволяють правильно і грамотно проектувати та експлуатувати сучасну техніку.
У цьому конспекті лекцій викладені основні положення конструювання та розрахунків типових деталей машин.
Програма, обсяг аудиторних занять і досвід викладання дисципліни деталі машин і основи конструювання у Сумському державному університеті зумовили стислий виклад матеріалу, що розподілений на 15 лекцій. У кожній лекції є перелік тем для додаткового самостійного вивчення, а основні технічні терміни виділені жирним шрифтом. Більш повний та детальний аналіз основних положень курсу пропонують численні підручники, деякі з них наведені у списку літератури і до яких обов'язково потрібно звертатися.
Розумна людина постійно усвідомлює свою неосвіченість і удосконалює свої знання. Звичайно, наука та роздуми – це важка праця, але відомо, що перемоги здобуваються розумом та працею, що ні один ледар не досяг глибокої старості, що не існує нічого, чого люди не змогли би зрозуміти.
Державні навчальні заклади ставлять перед собою завдання виховання умів, бо розум є головною перевагою, тому студент університету не повинен лякатися перевантажувати свій розум. Яким би складним не було положення курсу „Деталі машин і основи конструювання”, за допомогою аналізу завжди можливо поділити його на декілька простих і очевидних положень.
Матеріал дисципліни є актуальним та корисним для конструкторських розробок, інженерних розрахунків, практичної експлуатації та творчого пошуку в будь-якій галузі машинобудування.

Розділ 1. Загальні питання проектування деталей та вузлів машин
Лекція 1.
Тема 1.1 Вступ
1.1.1 Роль та значення курсу в системі підготовки інженера-механіка
В основах технології машинобудування викладаються загальні та принципові положення курсу технології машинобудування, справедливі для всіх галузей машинобудування.
Інженер-механік за спеціальністю займається проектуванням, конструюванням та експлуатацією технологічного обладнання різних масштабів виробництва.

1.1.2 Роль машинобудування в економіці

Машинобудування є однією з провідних ланок важкої промисловості. Створюючи найбільш активну частину основних виробничих фондів (знаряддя праці), машинобудівна промисловість істотно впливає на темпи і напрями науково-технічного прогресу в різних галузях суспільного виробництва, зростання продуктивності праці.
Саме від частки машинобудівної продукції в експортному секторі залежить, багато в чому, статус країни, її місце в міжнародних економічних інтеграційних процесах.
Окремі галузі машинобудування в Україні об'єктивно мають можливість перетворитися на високоефективні виробництва міждержавного і світового значення. Це, перш за все, стосується ракето-, літако- та суднобудівного промислового комплексу.
Значні перспективи і у галузей, які забезпечують машинами та обладнанням агропромисловий комплекс. З часом почнуть з'являтися перспективи розвитку та в інших машинобудівних виробництвах.

1.1.3 Основні напрямки розвитку конструкції машин

Технічний прогрес в машинобудуванні характеризується як покращенням конструкцій машин, так і неперервним вдосконаленням технології їх виробництва, а саме проектування деталей та вузлів машин.
Від прийнятої технології залежить надійність роботи машин, а також економічність їх експлуатації.
Тенденції розвитку машинобудування
- вдосконалення заготівельних процесів для максимального наближення форми заготовок до конфігурації готових деталей, підвищення точності заготовок та покращення якості їх поверхневого шару;
- підвищення точності обробки, якості поверхонь деталей машин;
- впровадження засобів автоматизації, верстатів з числовим програмним керуванням кожного вузла деталі, таких як багатоопераційні верстати;

1.1.4 Основні задачі курсу

Предметом курсу є типові деталі машин, тобто деталі загального призначення, які застосовуються в усіх або майже в усіх машинах і виконують при цьому однакові функції.
Мета курсу – висвітлити методи, правила, норми та реко-мендації проектування типових деталей машин таким чином, щоб була забезпечена їх працездатність.
Курс деталей машин концентрує увагу студентів на першій вимозі – надійності деталей та вузлів машин.



1.1.5 Зв’язок курсу із загальнотехнічними та спеціальними дисциплінами

Проектування – процес виконання розрахунків і конструювання (креслень), що закінчується оформленням потрібної технічної документації, тобто проектом.
Механіка – це наука про рух та взаємодію тіл.
Прикладна механіка – галузь механіки, що вивчає рух та напружений стан реальних технічних об'єктів і базується на дисциплінах: опір матеріалів, ТММ, деталі машин.

Тема 1.2 Принципи проектування

1.2.1 Онсновні вимоги до деталей та вузлів машин

Основні та допоміжні процеси на виробництві виконують за допомогою машин. Вони багаторазово підвищують продуктив-ність. Наприклад, потужність людини беруть РЛ = 0,1 кВт, коня – РК = 1 к.с. = 0,735 кВт, а потужність машини може пере-вищувати РМ > 106 кВт. (Потужність – енергетичний параметр машини, який характеризує швидкість виконання роботи).
Машина – штучний механічний пристрій із узгоджено працюючими частинами, що виконує певний доцільний рух для перетворення енергії, матеріалів або інформації. Машини поділяють залежно від виконуваних функцій на:
1 – електричні (двигуни, генератори);
2 – технологічні або робочі (верстати, вантажопідйомні та транспортуючі машини);
3 – обчислювальні машини.
Машина складається з послідовно з'єднаних ланок, які виконують задані рухи, і кожну машину можна назвати механізмом, але не всякий механізм може бути названий машиною. Машини складаються з деталей та вузлів. Деталі машин – це складові частини машини, які виготовляють із однорідного матеріалу без використання складальних оперцій. Вузол (складальна одиниця) – сукупність спільно працюючих деталей, які з'єднані складальними операціями.
Комплекс наукових дисциплін про машини (опір матеріалів, теоретична механіка, теорія механізмів та машин, деталі машин, теорія конструкційних матеріалів та інші) – це машинознавство.
Сучасний інженер–механік має володіти основами машинознавства. Він повинен знати:
1) вимоги, що ставляться до сучасних машин та їх деталей;
2) основні напрямки розвитку їх конструкції;
3) загальні принципи будови машини.


1.2.2 Поняття працездатності, технологічності, економічності

Технологічність (технологічною є конструкція, яку можна виготовити з мінімальними затратами праці та засобів в умовах певного підприємства.)
Працездатність - стан виробу (машини, деталі), при якому він спроможний виконувати певні функції при збереженні значень параметрів в межах, встановлених нормативною документацією.
Економічність - вартість експлуатації та собівартість виробу.

1. Забезпечення потрібного технічного рівня машини згідно з її функціональним призначенням.
2. Використання модульного принципу конструювання (застосування уніфікованих вузлових конструкцій) поділом конструкції машини на окремі функціонально завершені вузли та блоки.
3. Проектування технологічних деталей і вузлів під сучасну прогресивну технологію.
4. Зменшення енергозатрат машини завдяки підвищенню ККД окремих механізмів.
5. Зниження матеріаломісткості конструкцій удосконаленням процесу проектування, добору сучасних матеріалів і технологій, оптимізація форми та розмірів деталей та вузлів.
6. Максимальна автоматизація процесів проектування та виготовлення.

Щоб створити сучасну машину, потрібно знати:
1. Деталі та вузли, з яких складається машина (назва деталі, її призначення, конструктивні варіанти й особливості).
2. Умови надійної роботи деталей та вузлів, види та причини їх відмов, основні критерії працездатного стану.
3. Алгоритм розрахунку та послідовність конструювання, включаючи основи автоматизовного проектування.


1.2.3 Критерії працездатності деталей машин

Слово „критерії” можна замінити словами „вимоги, умови, характеристики”. Для оцінки працездатності (складової частини надійності) деталі використовують такі критерії.
1. Міцність – здатність деталі опиратися навантаженню без поломок і поверхневих ушкоджень.
2. Жорсткість – здатність деталі опиратися зміні форми та розмірів під впливом сил.
3. Зносостійкість – здатність матеріалу деталі опиратися стиранню поверхні.
4. Теплостійкість – здатність деталі працювати у визначеному діапазоні температур.
5. Вібростійкість – здатність деталі працювати у заданому діапазоні режимів навантаження без недопустимих коливань.
Без виконання цих критерієв неможлива нормальна робота деталей та вузлів машин, тому під час проектування залежно від умов роботи деталі проводяться розрахунки за одним або кількома критеріями. Головним критерієм працездатності та розрахунку деталей машин є міцність.

1.2.4 Міцність деталей машин

Усі деталі машини повинні бути рівноміцними, тобто деталі повинні мати однаковий запас міцності відносно навантажень, що діють на них. Аналіз проблеми міцності повинен містити таке.
1. Аналіз навантаження деталі. Навантаженням (зовнішньою дією) може бути сила, момент сили, температура або комбінація цих параметрів. Слід знати класифікацію сил, щоб розрізняти сили статичну та динамічну, сили зовнішню і внутрішню, сили розрахункову, еквівалентну та граничну. Необхідно розрізняти моменти обертальний, крутіння, згину. Відомості про види навантаження наведені в підручниках опору матеріалів.
2. Аналіз деформацій і напружень, що виникають в деталях від навантаження. Існують чотири види простих деформацій:
розтяг (стиск), згин, крутіння, зсув (зріз). Будь-яку комбінацію цих простих деформацій називають складною деформацією.
Під дією зовнішнього навантаження кожна частина матеріалу деталі опирається цьому навантаженню, всередині деталі виникають внутрішні сили і моменти реакції. Для оцінки розподілу внутрішніх сил і моментів використовують параметр, який називається напруженням. Напруження – це відношення внутрішнього силового фактора до геометричної характерис-тики поперечного перерізу деталі. Кожному виду деформації відповідають свої напруження, що відображено у таблиці 1.1.

Таблиця 1.1 – Відповідність простих деформацій і напружень


Вид деформа-ції

Внутрішній силовий фактор
Геометрична характерис-тика попереч-ного перерізу

Вид напруження

Умова міцності

Розтяг (стиск)
Поздовжня сила, F
Площа,
А
Нормальне,
·Р(С)


·Р = F / А
· [
·Р]


Згин

Згинальний момент, М
Осьовий момент опору, w

Нормальне,
·ЗГ


·ЗГ=М/w
· [
·ЗГ]


Крутіння

Крутний момент, Т
Полярний момент опору, wР

Дотичне,
·КР


·КР=Т/wР
·[
·КР]

Зсув (зріз)
Поперечна сила, F
Площа,
А
Дотичне,
·ЗР


·ЗР=F/А
· [
·ЗР]


Зминання
Радіальна сила, Fr
Площа,
А
Нормальне,
·ЗМ


·ЗМ=F/А
· [
·ЗМ]


Розрахунок напружень в деталях проводиться за формулами, викладеними у курсах опору матеріалів і деталей машин.
Розмірність напружень – н/мм2 (1 н/мм2 =1 МПа =10 кгс/см2).

3. Теоретична оцінка міцності, а відповідно і працездатності, деталі. (Існують і експериментальні методи оцінки міцності: натурні випробування, моделювання, тензометрування та інші).
Теоретична оцінка міцності проводиться частіше за все за напруженнями або за коефіцієнтами запасу міцності.
Розрахунки на міцність за напруженнями потрібно починати з запису умови міцності (див. табл. 1.1) для небезпечних перерізів (зон) деталі. Розрахункові (робочі, дійсні) напруження у цих перерізах (
·,
·) знаходяться за відповідними формулами. Допустимі (граничні) напруження ( [
·], [
·] ) визначають за рекомендаціями (див. табл. 1.2).

Таблиця 1.2 – Визначення допустимих напружень

Вид деформації
Допустимі напруження

Розтяг (стиск)
[
·Р] =
·Т / 2

Згин
[
·ЗГ] =
·Т / 1,6

Кручення
[
·КР] = 0,6
·Т

Зсув (зріз)
[
·ЗР] = 0,25
·Т

Зминання
[
·ЗМ] = 0,8
·Т


·Т – межа міцності, механічна характеристика матеріалу,
визначається за довідниками


Розгорнута формула напружень в умові міцності далі використовується або для проектувальних, або для перевірних розрахунків деталі (див. табл. 1.3).

Таблиця 1.3 – Порівняльна характеристика проектувальних і перевірних розрахунків на міцність
Проектувальний розрахунок
Перевірний розрахунок

Задані: навантаження деталі;
матеріал деталі
Задані: навантаження; матеріал; розміри деталі

Знайти: мінімальні розміри деталі, які задовольняють умову міцності
Перевірити: виконання умови міцності для існуючої деталі


Розрахунки на міцність за коефіцієнтами запасу міцності також необхідно починати з запису умови міцності, але такого типу
S
· [S] ,

де S – розрахунковий коефіціент запасу міцності, визначається для кожної деталі за відповідними формулами, які можна стисло подати як відношення [
·] /
·Т ;
[S] – допустимий коефіцієнт запасу міцності, вибирається за рекомендаціями нормативних технічних документів, наприклад, для загальних деталей машинобудування [S]
· 2–3, для буді-вельних споруд [S]
· 20, для ланцюгів і канатів [S]
· 40, а для аерокосмічних деталей [S]
· 1,1–1,2 (інакше – не полетить!).
Розрахунки на міцність за запасами міцності також бувають проектувальні та перевірні.
Для інших критерієв працездатності (жорсткості, вібростій-кості, теплостійкості та ін.) розрахунки проводяться аналогічно.
Курс деталей машин вчить правильно вибирати для різних деталей той чи інший критерій працездатності і, отже, розрахунку. А завдяки якісним розрахункам попереджуються можливі відмови деталей.

1.2.5 Конструктивні та технологічні Методи підвищення міцності деталей

Втомну міцність деталей машин залежить від умов експлуатації, конструктивних, технологічних та інших факторів.
Підвищення втомної міцності деталей машин є вельми актуальноюпроблемою. З метою підвищення втомної міцності застосовуються різні методи поліпшення поверхневого шару металу. Відомо, що експлуатаційні властивості деталей машин визначаються в значній мірі станом порівняно тонких поверхневих шарівметалу.
Розрахунок втомної міцності деталей машин в ряді випадків проводять на основі імовірнісних уявлень з урахуванням закону розподілу діючих навантажень і закону розподілу циклічної міцності деталей машин.

Основні види та причини руйнування деталей:
1. Пластичні об'ємні і поверхневі деформації, що призводять до зміни форми та розмірів деталей. Ці деформації спостері-гаються при перевантаженнях і в'язкому стані матеріалу.
2. Крихкі руйнування у вигляді поломок по перерізу або ушкоджень робочої поверхні. Спостерігаються при перевантаженнях і крихкому стані матеріалу.
3. Ушкодження втомного характеру у вигляді поломок або руйнування робочої поверхні після багатократного (циклічного) навантаження.
4. Недопустимі пружні деформації через недостатню жорсткість деталі.
5. Спрацювання тертьових поверхонь через недостатню зносостійкість деталі.
6. Перегрів деталей і вузлів через їх недостатню теплостійкість.
7. Резонансні коливання деталей через недостатню вібростійкість.
Ціанування такожсприяє підвищенню втомної міцності деталей машин (особливо таких, як зубчасті колеса, валики та ін), що вимагають поверхневого зміцнення на малу глибину. При збільшенні глибини шару зміцнення межа витривалості спочатку підвищується до деякого значення,а потім стабілізується.
Експериментальні дослідження показали, що втомну міцність деталей машин залежить від форми і розмірів, способу обробки, стану поверхні деталей та інших факторів, які і повинні знайти відображення в методах розрахунку.
Зметою підвищення зносостійкості і втомної міцності деталей машин застосовують: наплив і розкочування роликами, дорновании отворів, дробоструминний наклеп.
Вплив експлуатаційної температури на криву втоми алюмінієвого сплаву 2024 - Т4 за результатамивипробувань на вигин з обертанням. (Дані з роботи і. В деяких випадках до помітного зниження втомної міцності деталей машин може приводити фреттинг.
Обкатування кульками значно підвищує зносостійкість і втомну міцність деталей машин, що маютьгалтелі, бігові доріжки та інші поверхні, що працюють на зношування та є конструктивними концентраторами напружень.
Pезультати випробувань зразків сталей на знос на машині Лмслера. Останнім часом процес цементації використовується для підвищеннявтомної міцності деталей машин.
Обкатка, так само як і дробоструминної обробки, вельми ефективно підвищує втомну міцність деталей машин.
Зміцнення поверхні наклепкою дробом, обкаткою роликами, поверхневої електрозакалкой єефективним заходом підвищення втомної міцності деталей машин.
Як відомо залишкові напруги, що мають в поверхневих шарах знак стиснення, істотно підвищують втомну міцність деталей машин, зменшують їх чутливість до концентраторів напругі збільшують контактну міцність.
Обертові щітки широко використовують для виконання найрізноманітніших робіт: очищення поверхонь від окалини, фарби, іржі, зняття задирок, скруглення гострих крайок, зміцнення поверхонь з метою підвищення зносостійкості і втомної міцності деталей машин і приладів, а також остаточної обробки поверхонь - полірування.
Чи застосовуються і в якій мірі застосовуються зміцнюючі технологічні процеси, зокрема різні види термічної, а також хіміко-термічної обробки, хромування, металізація розпиленням, наплавка твердих сплавів на швидкозношувані поверхні деталей машини, дробоструминної обдування, обкатка і інші процеси, що забезпечують підвищення зносостійкості і втомної міцності деталей машин.
Пристосування для обкатки поверхонь. Pозкатка для отворів. Видами статичного наклепа є обкатка і розкочування поверхонь роликами і кульками. Вони підвищують втомну міцність деталей машин. При обкатці твердість підвищується на 15 - 20%, межа втоми до 25 - 60%; зростає також корозійно-втомні витривалість сталевих деталей.
Так як для оцінки втомної міцності деталей машин необхідно враховувати їхні конструктивні форми, стан поверхні та інші фактори, відповідні розрахунки виконують у вигляді повірочних.
Міцність сталей при асиметричному циклі навантаження залежить як від механічних властивостей матеріалу, так і від концентраторів напруги. Тому при розрахунку на втомну міцність деталей машин необхідно враховувати вплив асиметрії циклу на його граничну амплітуду в залежності від механічних властивостей матеріалу, концентраторів напруги і середовища, в якій вони експлуатуються.
Шорсткість поверхні деталей впливає на їх експлуатаційну надійність і зносостійкість, яка залежить від багатьох факторів, у тому числі від висоти і форми мікронерівностей. Шорсткість має велике значення для роботи зубчастих передач, так як при контакті зубів відбувається ковзання профілів і високі питомі тиску і підвищена температура призводять до руйнування поверхонь. З'являються задираки, заїдання і схоплювання металів, супроводжувані вириваючи окремих шматочків металу. Втомну міцність деталей машин в значній мірі залежить від шорсткості поверхонь. Окремі дефекти і нерівності на поверхні деталі, що працює в умовах циклічних і знакозмінних навантажень, сприяють концентрації напружень, величина яких може знизити межу витривалості металів.

1.2.6 Жорсткість деталей машин, її вплив на працездатність

Працездатність і довговічність деталей машин у великій мірі залежить від точності їх
виготовлення. Точність реальної деталі визначається ступенем її наближення до геометричного зразка і заданих розмірів. Відповідно, до поняття точності оброблення входить точність розмірів, форми, взаємного розташування поверхонь, шорсткість і хвилястість поверхні.
Жорсткість деталей досягається зменшенням плечей згинаючих і скручують сил, запровадженням додаткових опор, ребер жорсткості, збільшенням робочої площі поперечного перерізу.
Жорсткість деталей характеризується величиною пружних деформацій, що виникають під впливом діючих навантажень. Ці деформації не повинні перевищувати норм, встановлених для різних видів деталей на підставі досвіду експлуатації.
Жорсткість деталі або конструкції характеризує їх здатність чинити опір появі пружних деформацій під дією навантаження.
Жорсткість деталей, що розглядаються як пластини, і жорсткість стінок коробок (деталей, у яких всі три габаритних розміру - одного порядку) характеризується наведеною циліндричної жорсткістю.
Жорсткість деталі характеризується коефіцієнтом жорсткості С - відношенням сили або моменту до викликаної ними деформації.
Жорсткість деталі визначається відношенням її довжини L до діаметру D. Зазвичай при - g - 10 неможливо обточувати деталь без застосування люнетів - спеціальних пристосувань, що підтримують її і збільшують тим самим жорсткість. Розрізняють люнети нерухомі і рухомі. Жорсткість деталей цієї групи найбільш висока в порівнянні з жорсткістю деталей попередніх двох груп.
Жорсткість деталі також може істотно впливати на точність обробки.
Жорсткість деталі або конструкції залежить від характеристики матеріалу і їх геометричних розмірів, оцінюється коефіцієнтом жорсткості К, що відображає деформацію деталі під дією сили.
Приклад наслідків нежорстких системи верстат-деталь-інструмент. Жорсткість деталі обумовлюється її розмірами і конструктивними особливостями. Однак існує ряд способів, що забезпечують можливість різко підвищити жорсткість оброблюваної деталі.
Жорсткість деталі в процесі її обробки в значній мірі залежить від способів її закріплення. У загальному випадку можна вважати орієнтовно, що сама по собі жорстка деталь з відношенням довжини до діаметра менше чотирьох виходить досить жорсткою та у разі її обробки при закріпленні в патроні. Якщо відношення довжини деталі до діаметру більше чотирьох, але менше десяти, то необхідна підтримка її заднім центром.
Жорсткість деталі обумовлюється її розмірами і конструктивними особливостями. Однак існує ряд способів,забезпечують можливість різко підвищити жорсткість оброблюваної деталі в процесі обробки.
Жорсткість деталі в процесі обробки може бути підвищена за допомогою застосування люнетів або раціонального розташування опор при установці деталі на верстаті.
Ескіз до розрахунку жорсткості токарного верстата. Жорсткість деталі залежить від фізико-механічних властивостей матеріалу, з якого вона виготовлена, від її розмірів і від способу її установки і закріплення на верстаті.
Жорсткість деталі верстата впливає на точність його роботи.
Оцінка жорсткості деталі визначається зіставленням розрахункової величини деформації з її допускним значенням.
Ступінь жорсткості деталі залежить від вибору відповідних матеріалів і конструктивних засобів.
Норми жорсткості деталей встановлюють на основі практики експлуатації і розрахунків. Значення розрахунків на жорсткість зростає у зв'язку з широким впровадженням високоміцних матеріалів, у яких збільшуються характеристики міцності (ств і стт), а модуль пружності Е (характеристика жорсткості) залишається майже незмінним.
Норми жорсткості деталей встановлюють на основі практики експлуатації і розрахунків. Значення розрахунків на жорсткість зростає у зв'язку з широким впровадженням високоміцних сталей, у яких збільшуються характеристики міцності (ів і про г), а модуль пружності Е (характеристика жорсткості) залишається майже незмінним. При цьому частіше зустрічаються випадки, коли розміри, отримані з розрахунку на міцність, виявляються недостатніми по жорсткості.
Норми жорсткості деталей встановлюють на основі практики експлуатації і розрахунків. Значення розрахунків на жорсткість зростає у зв'язку з широким впровадженням високоміцних сталей, у яких збільшуються характеристики міцності (т, і а), а модуль пружності Е (характеристика жорсткості) залишається майже незмінним. При цьому частіше зустрічаються випадки, коли розміри, отримані з розрахунку на міцність, виявляються недостатніми по жорсткості.
При однаковій жорсткості деталей епюра напружень симетрична.
Коли важлива жорсткість деталі,встановлюють граничні переміщення, при яких порушується працездатність деталі.
Необхідно забезпечити жорсткість деталей циліндра, для того щоб запобігти плоских поверхонь бічних кришок, в результаті чого може бути порушена внутрішня герметичність агрегату.

1.2.7 Теплостійкість та вібростійкість деталей машин
В більшості випадків розрахунки деталей на зносостійкість ведуться по допустимим тискам [рm], встановленим практикою(розрахунок підшипників кочення і ін). Використання в конструкціях уплотняючих засобів захищає деталі від попадання пилу, збільшуючи їх зносостійкість.
Теплостійкість. Теплостійкістю називають здатність конструкції працювати в межах заданих температур на протязі заданого строку служби. Перегрів деталей під час роботи - явище небезпечне, так як при цьому знижується їх міцність, погіршуються властивості змазки, а зменшення зазорів в рухомих з'єднаннях приводять до заїдання і поломки. Для забезпечення нормального теплового режиму роботи проводять теплові розрахунки (розрахунки черв'ячних передач, підшипників кочення і ін.).
Вібростійкість. Вібростійкістю називається здатність конструкції працювати в потрібному діапазоні режимів, достатньо далеких від області резонансів. Вібрації знижують якість роботи машин, викликають перемінні напруження в деталях. Особливо небезпечні є резонансні коливання. Розрахунки на вібростійкість розглядаються в курсі "Теорія коливань" і виконуються для машини в цілому.
Врахування вказаних критеріїв працездатності забезпечує надійність конструкції на протязі заданого строку праці.
Для розрахунку на міцність при повторно-перемінних напруженнях необхідні механічні характеристики матеріалу. Вони визначаються випробовуваннями на стійкість серії стандартних (пильно відполірованих) зразків на спеціальних машинах. Найбільш простим є випробовування на згин при симетричному циклі напружень.

1.2.8 Основи тріботехніки деталей

Тріботехніка – наука про контактному взаємодії твердих тіл за її відносному русі, що охоплює сув'язь питань тертя, зношування і мастила машин. У деяких країнах, зокрема й Росії, замість терміна тріботехніка вживають терміни трибологія і трібоніка. Назва наукової дисципліни трибологія створено від грецьких слів «трібос» - тертя і «логос» - наука. Вона охоплює теоретичні і експериментальні дослідження фізичних (механічних, електричних, магнітних, теплових), хімічних, біологічних та інших явищ, що з тертям, изнашиванием і змазкою.
Слід також дати пояснення окремих термінів, які найчастіше зустрічатися з тексту.
Зовнішнє тертя – явище опору відносного переміщенню, виникає між двома тілами в зонах дотику поверхонь по дотичним до них, супроводжуване диссипацією енергії.
Зношування – процес руйнації та відділення матеріалу із поверхні твердого тіла, і (чи) накопичення його залишкової деформації при терті, яка у поєднаному поступове зміні ж розмірів та (чи) форми тіла.
Знос – результат зношування, визначається в встановлених одиницях.
Змазка – дію мастильного матеріалу, у результаті якого між двома поверхнями зменшується сила тертя і (чи) інтенсивність зношування.
Зносостійкість – властивість матеріалу опиратися зношування за певних умов тертя, оцінюване величиною, зворотної швидкості зношування чи інтенсивності зношування.
Антифрикціонні матеріали – матеріали, використовувані до роботи на несучих чи направляють вузлах тертя (підшипниках ковзання, радіальних і торцевих ущільненнях).
Фрикціонні матеріали – матеріали, призначені чи використовувані до роботи на вузлах тертя, передавальних чи розсіюючу кінетичну енергію рухомих мас (в гальмах, муфтах, зчепленнях, демпферах, варіаторах та інших.).
Присадка – речовина, добавляє до мастильному матеріалу щоб надати йому нових властивостей чи посилення існуючих.
Надійність – це властивість об'єкта зберігати у часі в встановлених межах значення всіх параметрів, характеризуючих здатність виконувати необхідні функції в заданих режимах й нестерпні умови застосування, технічного обслуговування, ремонту, збереження і транспортування.

1.2.9 Природа тертя ковзання, види тертя
Досвід показує, що при прагненні рухати одне тіло по поверхні іншого в площини зіткнення тіл виникає сила опору їх відносному ковзанню. Цю силу називають силою тертя ковзання. Якщо тверде тіло знаходиться на абсолютно гладкій поверхні іншого тіла в рівновазі, то реакція зв'язку напрямлена по нормалі до поверхні. Насправді абсолютно гладких поверхонь не буває. Всі поверхні тіл тією або іншою мірою шорсткі. Тому сила реакції [ Cкачайте файл, чтобы посмотреть картинку ] шорсткій поверхні при рівновазі тіла залежить від активних сил не лише за числовою величиною, але й за напрямом. Розкладемо силу реакції [ Cкачайте файл, чтобы посмотреть картинку ] шорсткій поверхні на складові: 
одну з яких [ Cкачайте файл, чтобы посмотреть картинку ] спрямуємо по загальній нормалі до поверхні зіткнення, а іншу [ Cкачайте файл, чтобы посмотреть картинку ] спрямуємо в дотичній площині до цих поверхонь.
Силою тертя ковзання (або просто силою тертя) називається складова сили реакції в'язі, яка лежить в дотичній площині до поверхонь дотичних тіл.
Силою нормальної реакції в'язі називається складова сили реакції в'язі, яка напрямлена по загальній нормалі до поверхонь дотичних тіл:
[ Cкачайте файл, чтобы посмотреть картинку ].
Природа сили тертя дуже складна і ми її не розглядаємо. У теоретичній механіці передбачається, що між поверхнями дотичних тіл немає змащувальної речовини.
Отже, як граничний випадок закону Амонтона-Кулона (див. вище), коли тіло пересувається на поверхні іншого тіла, сила тертя пропорційна силі реакції опори N з коефіцієнтом пропорційності
·, який називається коефіцієнтом тертя:
[ Cкачайте файл, чтобы посмотреть картинку ]
В техніці в залежності від умов змащування тертя ковзання поділяють на:
сухе, коли взаємодіючі тверді тіла не розділені жодними додатковими шарами змащення. В техніці зустрічається рідко. Характерна риса сухого тертя наявність значної сили тертя спокою;
рідинне (в'язке), при взаємодії тіл, що розділені шаром твердого тіла (порошком графіту), рідини чи газу (мастильного матеріалу). Зустрічається в гідростатичних чи гідродинамічних опорах. Сила рідинного тертя залежить тільки від властивостей мастила та товщини його шару, а не від властивостей поверхні;
змішане, коли область контакту містить ділянки сухого і рідинного тертя;
граничне, коли в зоні контакту можуть міститися шари і ділянки різної природи (окисні плівки, рідина і т. д.) найпоширеніший випадок при терті ковзання.
У зв'язку зі складністю перебігу фізико-хімічних процесів, в зоні фрикційної взаємодії, процеси тертя принципово не піддаються опису методами класичної механіки.

ДСТУ 2823-94 Зносостійкість виробів тертя, зношування та мащення. Терміни та визначення.


1.2.10 Стадії проектування вузлів та деталей машин
Уніфікація конструктивних елементів. Конструктивні елементи деталей і вузлів, одержані в результаті розрахунків і компонування, слід використовувати багаторазово тобто їх необхідно уніфікувати. При цьому за рахунок усереднення розмірів і параметрів необхідно досягати максимального скорочення їх номенклатури.
Уніфікуються у першу чергу посадочні з'єднання (за номінальними розмірами, типом посадок, квалітетом), різьби (за діаметром, кроком, квалітетом), шліцьові і шпонкові з'єднання, кріпильні деталі і т.п. При цьому раціонально скорочувати номенклатуру конструкційних матеріалів, види обробляючих операцій і зварювання, типи зварних з’єднань і гальванічних покрить, форму зварних з'єднань та ін.



Розділ 2 Зєднання деталей машин

Лекція 2.
2.1. Рівні циліндричні з’єднання.
Загальні відомості
З'єднання деталей за допомогою посадок із гарантованим натягом називають пресовими сюди відносяться і циліндричні зєднання. Ці з'єднання займають деяке проміжне положення між роз'ємними та нероз'ємними з'єднаннями. При невеликих натягах пресові з'єднання допускають неодноразове складання та розбирання без пошкодження деталей, але при цьому дещо зменшується несуча здатність з'єднання. При великих натягах під час розбирання з'єднань можливі значні пошкодження, а деколи і руйнування деталей з'єднання. Особливістю пресових з'єднань є те, що вони здійснюються без додаткових деталей.

Пресові з'єднання поділяють на дві групи:
1. Пресові з'єднання типу «вал – маточина», в яких з'єднувані поверхні деталей мають циліндричну або конічну форму. Цей дуже розповсюджений, простий, надійний та економічний спосіб з'єднання деталей використовують при відносно рідких розбира–нні – складанні деталей з'єднання, допускає передачу великих навантажень, в тому числі вібраційних та ударних. Пресові з'єднання такого типу застосовують для з'єдна ння бандажа з колесом та колеса з віссю колісної пари залізничного вагону (рис. 14.1, а), для з'єднання зубчастих коліс із валами (рис. 14.1, б), при закріпленні підшипників на валах (рис. 14.1,в) та ін. У пресовому з'єднанні по конічних поверхнях (рис. 14.1, г) потрібний натяг створюється, наприклад, відповідною затяжкою гайки на валу.
У пресових з'єднаннях типу «вал – маточина» навантаження (обертовий момент або осьова сила) передається через сили тертя на спряжених поверхнях деталей. Потрібний нормальний тиск між цими поверхнями створюється силами пружних деформацій деталей, що виникають через натяг.
2. Стяжні з'єднання двох або більшої кількості деталей за допомогою спеці–альних стягувальних планок–анкерів (рис.14.1,д) або стягувальних кілець (рис.14.1, е). Контакт деталей у цьому разі здійснюється по площинах. Стягувальні деталі встановлюють по посадках із гарантованим натягом. Через технологічні труднощі виготовлення таких з'єднань їхнє використання обмежене рідкими випадками деяких деталей (збірних станин, маховиків та ін.).
Надалі обмежимось розглядом тільки пресових з'єднань типу «вал – маточина», які здійснюються по циліндричних поверхнях. Простота та технологічність такого з'єднання забезпечують йому низьку вартість і можливість використання в масовому виробництві. Висока точність центрування деталей і рівномірний розподіл навантаження на всю посадочну поверхню дає змогу застосовувати пресове з'єднання для скріплення деталей сучасних високошвидкісних машин.
Суттєвим недоліком пресового з'єднання є залежність його несучої здатності від ряду факторів, які важко піддаються врахуванню: широкого розсіювання значень коефіцієнта тертя та натягу, впливу робочих температур на міцність з'єднання та ін До недоліків з'єднання належать також наявність високих напружень в деталях при запресовуванні їх та зменшення опору атомного руйнування внаслідок концентрації напружень біля країв отворів.
На практиці часто застосовують комбінацію пресового та шпонкового з'єднання У цьому разі пресове з'єднання може бути основним або допоміжним. Якщо пресове з'єднання основне, то воно сприймає більшу частину навантаження, а шпонка тільки підвищує надійність з'єднання (резервний елемент). Допоміжна роль пресового з'єднання відводиться для часткового розвантаження шпонки та центрування деталей. В практичних розрахунках припускають, що навантаження сприймається основним з'єднанням – пресовим або шпонковим.
Для пресових з'єднань деталей рекомендують такі посадки: H7/n6; H7/p6; H7/r6; H7/s6; N7/h6; P7/h6.

Характеристики, особливості збирання та критерії працездатності.

Деякі питання технології складання пресових з'єднань.
Складання пресових з'єднань здійснюється двома способами: а) запресовуванням (напресовуванням) деталей; б) нагріванням охоплюючої або охолодженням охоплюваної деталі.
Запресовування великих деталей виконують на потужних гідравлічних пресах, дрібних деталей – на ручних гвинтових або важільних пресах. Швидкість запресовування не повинна перевищувати 5 м/с. Поверхні спряження деталей, що з'єднуються, рекомендують змащувати свиріповим чи льняним мастилом. Щоб полег– шити центрування та запобігти утворенню задирок, деталі повинні мати фаски (рис. 14.2,а). Розмір фаски е треба брати не менш як 0,1d. Інколи на валу при наявності вільної ділянки виконують центруючий поясок по одній із посадок із гарантованим зазором (рис.14.2, б). Крім полегшення складання з'єднання, такий центруючий поясок зменшує концентрацію напружень біля краю напресованої деталі.

Сила, яку слід прикласти до деталі при її запресовуванні, росте пропорційно довжині пресування, оскільки збільшується площа контакту з'єднуваних деталей Сила при випресовуванні в момент початку відносного руху деталей суттєво більша, ніж при русі, бо коефіцієнт тертя спокою більший коефіцієнта тертя під час відносного руху. Із зменшенням довжини з'єднання при випресовуванні потрібна сила для роз'єму деталей зменшується. Максимальна сила, Н, для запресовування або випресовування деталей може бути наближено визначена для сталевих деталей з'єднання за такою емпіричною залежністю:
F = 2
·104·
·max l, (2.1)
де
·max –максимальний натяг у з'єднанні, мм; l – довжина пресування, мм.
Широке застосування для складання та розбирання пресових з'єднань має такий технологічний метод, як підведення до спряжених поверхней рідкого мастила під високим тиском. Мастило подається по спеціальних каналах у кільцеву канавку, звідки витікає між спряженими поверхнями з'єднання При цьому зменшується сила для випресовування і деталі з'єднання не пошкоджуються. Такий технологічний метод дає змогу неодноразово розбирати та складати пресове з'єднання без суттєвого зменшення його міцності.
Часто при складанні пресових з'єднань використовують ефект зміни розмірів деталей залежно від їхньої температури. Для складання з'єднання за допомогою нагрівання охоплюючої або охолодження охоплюваної деталі треба забезпечити різницю температур деталей, яка визначається за формулою

·t = (
·max +
·)/(
··d), (2. 2)
де
·max– максимальний натяг у з'єднанні, мм;
·=(0,10...0,08)мм – зазор для зручності складання; d – номінальний діаметр поверхонь з'єднання, мм;
· – коефіцієнт ліній– ного розширення матеріалу деталей при нагріванні (для сталей
· = 12
·10–6 1/°С).
Нагрівання охоплюючої деталі можна здійснювати в маслі або в спеціальній печі. Для охолодження охоплюваних деталей застосовують суху вуглекислоту (температура випаровування – 79 °С) або рідке повітря (температура випарову–вання – 190 °С). Змащування поверхонь деталей при такому способі складання пресового з'єднання недопустиме.
Спосіб складання пресових з'єднань за допомогою нагрівання або охолодження однієї з деталей забезпечує приблизно в 1,5 раза більший опір зміщенню спряжених поверхонь деталей порівняно із з'єднаннями, здобутими запресовуванням. Це пояснюється тим, що при запресовуванні згладжуються нерівності поверхонь і відповідно зменшується натяг у з'єднанні.

Розрахунок з’єднань з натягом.

Розрахунок пресових з'єднань
При розрахунках на міцність пресових з'єднань, перш за все, треба забезпечити взаємну нерухомість з'єднаних деталей під навантаженням, що досягається встановленням потрібної посадки (натягу в з'єднанні), а також слід перевірити міцність спряжених деталей, бо потрібний натяг може спричинити руйнування або недопустимі деформації деталей з'єднання. Тому розрахунок пресових з'єднань виконують за двома умовами: міцності (нерухомості) з'єднання; міцності деталей з'єднання. Розглянемо ці умови.
Розрахунок на міцність пресового з'єднання. Пресове з'єднання може бути навантаженим осьовою силою Fa, обертовим моментом
· або осьовою силою і обертовим моментом одночасно (рис. 14.3).

Зовнішнє навантаження зрівноважується силами тертя на спряжених поверхнях деталей, які обумовлені нормальним тиском р, що виникає в результаті натягу в з'єднанні.
Умова міцності з'єднання при його навантаженні осьовою силою (рис. 14.3, а) має вигляд
Fa
·
·· d· l· p·
·, (2.3)
звідки потрібний тиск на спряжених поверхнях
p
· Fа/(
· ·d· ·l·
·). (2.4)
Умова міцності з'єднання при його навантаженні обертовим моментом
· (рис. 14.3, б) така:
T
· 0,5
· ·d2 ·l ·p ·
·. (2.5)
З цієї умови потрібний тиск на поверхнях з'єднання
p
· 2T/ (
· ·d2 ·l ·p ·
·) (2.6)
Умова міцності з'єднання при одночасному навантаженні осьовою силою Fa та обертовим моментом
· (рис. 14.3, в) має вигляд
13 EMBED Equation.3 1415
·
· ·d ·l ·p·
·, (2.7)
де Ft = 2T/d – колова (тангенціальна) сила від дії обертового моменту Т, віднесена до спряжених поверхонь. Умова (7) дає змогу записати вираз для визначення потрібного тиску в з'єднанні:
p
· 13 EMBED Equation.3 1415. (2.8)
У записаних формулах взято такі позначення: d і l – діаметр та довжина поверхонь з'єднання;
·– коефіцієнт тертя ковзання.
Коефіцієнт тертя на поверхнях контакту деталей залежить від багатьох факторів: способу складання з'єднання, виду мастила, що застосовують при запресовуванні деталей, шорсткості поверхонь та ін. Тому точне значення
· може бути визначене тільки експериментально для конкретних деталей та умов складання з'єднання. В наближених розрахунках міцності пресового з'єднання сталевих і чавунних деталей беруть:
· = 0,08...0,10 – при складанні запресовуванням;

· = 0,12...0,15 – при складанні з нагріванням або охолодженням однієї з деталей.

Розрахунковий натяг
·р циліндричного з'єднання (рис. 14.4) пов'язаний з тиском p на спряжених поверхнях з'єднання такою залежністю (формула Ляме з теорії розрахунку товстостінних циліндрів, що дається в курсі опору матеріалів):

·р = pd/(С1E1 + С2E2). (2.9)
Тут Е1 і Е2 – модулі пружності при розтягу матеріалів охоплюваної та охоплюючої деталі відповідно; С1 і С2 – коефіцієнти Ляме, що визначаються за формулами (розміри див. на рис. 14.4):
13 EMBED Equation.3 1415; 13 EMBED Equation.3 1415 (2.10)
де
·1 та
·2 – коефіцієнти Пуассона матеріалів охоплюваної та охоплюючої деталей відповідно; для сталі
· = 0,28...0,30, для чавуну
· = 0,25...0,27.
За формулою (9) можна визначити розрахунковий натяг пресового з'єднання за потрібним тиском р, який розраховується за формулами (4), (6) і (8). Дійсний натяг
·д повинен бути більшим від розрахункового
·р у зв'язку з тим, що вимірювання діаметрів поверхонь з'єднання виконується по вершинах нерівностей, які зрізаються та згладжуються при запресовуванні деталей. Рекомендують брати

·д =
·р + 1,2 (Rz1 + Rz2), (2.11)
де Rz1, Rz2 – висоти нерівностей поверхонь деталей з'єднання. Значення Rz1 і Rz2 для пресових з'єднань назначають у межах 8–2 мкм.
Якщо складання пресового з'єднання виконують за допомогою нагрівання або охолодження однієї з деталей, то дійсний натяг беруть рівним розрахунковому, тобто
·д =
·р.
За
·д підбирають відповідну стандартну посадку, для якої найменший натяг
·min
·
·д.
Розрахунок на міцність деталей пресового з'єднання. При перевірці міцності деталей пресового з'єднання слід брати до уваги найбільший можливий натяг
·max вибраної посадки і відповідний йому найбільший розрахунковий натяг
·
· max, який визначають за формулою (при складанні з'єднання запресовуванням)

·
· max =
·max –1,2 (Rz1 + Rz2). (2.12)
Якщо з'єднання складають за допомогою нагрівання чи охолодження відповідної деталі, то
·
· max =
·max.
Найбільший розрахунковий натяг може спричинити після складання з'єднання появу відповідного максимального тиску рmax на спряжeних поверхнях:
рmax =
·
· max /[d(C1/ E1 + С2/E2)]. (2.13)
Формула (13) записана на основі виразу (9).

Епюри напружень у деталях 1 і 2 пресового з'єднання показані на рис. 14.5,
де
·г – напруження стиску в радіальному напрямі;
·t1,
·t2 – відповідно напруження стиску і розтягу в тангенціальному напрямі.
Для охоплюючої деталі 2 небезпечними є точки її внутрішньої поверхні. Для цих точок радіальне
·г і тангенціальне
·t2 нормальні напруження визначають за формулами:

·г = – pmas; (2.14)

·t2 = pmas (d22 + d2)/(d22 – d2). (2.15)
У точках внутрішньої поверхні деталі 2 виникає плоский напружений стан, при якому головні напруження
·1 =
·t2;
·2 = 0 і
·3 =
·r. Умову міцності для охоплюючої деталі 2 із пластичного матеріалу за гіпотезою найбільших дотичних напружень запишемо
·E2 =
·
· –
·3 = pmas (d22 + d2)/(d22 – d2) – (– pmax)
· [
·]2.
Після перетворень записана умова матиме такий кінцевий вигляд:

·E2 = 2 d22pmax/( d22 – d2)
· [
·]2, (2.16)
де [
·]2 – допустиме напруження розтягу для матеріалу охоплюючої деталі.
Для охоплюваної деталі 1 (рис. 14.5) кільцевого поперечного перерізу небезпечними є також точки внутрішньої поверхні. В цих точках виникає небезпеч–ний стиск, при якому головні напруження такі:

·1 = 0;
·2 = 0;
·3 =
·t1 = – 2d2 pmax /( d2 – d12).
Умова міцності для охоплюваної деталі, що складена так, як і для охоплюючої, має вигляд

·E1 = –
·3 = 2d2 pmax /( d2 – d12)
· [
·]1 (2.17)
де [
·]1 – допустиме напруження для матеріалу охоплюваної деталі.
Якщо охоплювана деталь має суцільний переріз, тобто d1 = 0, то в_довільній її точці виникає двовісний стиск. Тоді головні напруження
·1 = 0;
·2 =
·3 = – pmax.
Умова міцності в цьому разі матиме вигляд
·E1 = pmax
· [
·]1. (2. 18)
Допустимі напруження [
·]1 і [
·]2 для деталей пресового з'єднання можна брати близькими до границі текучості
·T матеріалу цих деталей, бо досвід використання пресових з'єднань показує, що надійність з'єднання не зменшується і при наявності деякої кільцевої пластичної зони на внутрішній поверхні охоплюючої деталі.
Після складання пресового з'єднання в результаті деформування деталей 1 і 2 (рис. 14.5) діаметр d2 збільшується, а діаметр d1 зменшується на
·d2 та
·d2 відповідно. При пружних деформаціях деталей

·d2 = 2pd2d2/[E2 (d22 – d2)]; (2.19)

·d1 = 2pd1d2/(E1 (d2 – d21)].
Формули (19) можуть бути використані для визначення зміни розмірів деталей пресового з'єднання після його складання.

Література: [1], с. 150-159.
Теми для додаткового самостійного вивчення
Розрахунок з’єднань з зазором.
Література: [1], с. 154-156.



Лекція 3.

3.1.1 Ззварні з'єднання

Зварні з'єднання – основний тип нерознімних з'єднань. Це з'єднання деталей шляхом місцевого нагрівання їх матеріалу до розплавленого або пластичного стану без прикладання зовнішньої сили або з прикладанням зовнішньої сили (відповідно електродугове та контактне зварювання).
Основна умова при13 м32/wx 15 проектуванні зварного з'єднання – це забезпечення рівноміцності шва та з'єднуваних деталей.

3.1.2 Характеристика і області застосування зварних з'єднань

Зварні з'єднання належать до нерухомих, нерознімних, напружених з'єднань. Навантаження між звареними частинами передається безпосередньо через шов, який має приблизно таку саму міцність, як і основний метал конструкції.
Напруження, що виникають у зварному з'єднанні в процесі зварювання, називають залишковими. У розрахунках такі напруження не враховують.
Зварювання використовують не тільки як спосіб з'єднання деталей, але й як технологічний спосіб виготовлення самих деталей. Зварні деталі у багатьох випадках заміняють литі та ковані. Використання зварних і штампозварних конструкцій дозволяє у багатьох випадках знизити витрати матеріалу або масу конструкції на 30 – 50% , зменшити вартість виробів у 1,5 – 2 рази.

Переваги та недоліки зварних з'єднань

Переваги:
1) економія металу;
2) зменшення трудомісткості;
3) відносно низька вартість устаткування для зварювання;
4) можливість автоматизації процесу;
5) герметичність швів;
6) можливість отримання рівноміцного з'єднання;
7) практично будь-яка товщина деталей.
Недоліки:
1) висока концентрація напружень у зоні шва;
2) жолоблення деталей;
3) низька несуча здатність при вібраційному навантаженні;
4) складність контролю шва;
5) залежність якості шва від кваліфікації зварника (у разі ручного зварювання).


3.1.3 Основні типи зварних швів

Залежно від взаємного розміщення частин зварного з'єднання розрізняють такі види з'єднань (рис. 3.1):
1) стикові (а);
2) напусткові (б);
3) таврові (в);
4) кутові (г).
У курсі деталей машин звичайно вивчають два типи зварних швів (рис. 3.1):
1) стикові (А);
2) кутові (Б).
Таврові та кутові з'єднання можуть виконуватися стиковими або кутовими швами.
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.1 – Види зварних з'єднань і типи зварних швів

Стикові з'єднання

Схема стикового з'єднання зображена на рис. 3.2. Такі з'єднання можуть сприймати поздовжні та поперечні сили, обертальні та згинальні моменти.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.2 – Схема стикового з'єднання

У перерізі стикового з'єднання (рис. 3.1) виділяють:
1) зварний шов;
2) зону сплавлення;
3) зону термічного впливу;
4) основний матеріал.
Установлено, що при якісному виконанні зварювання руйнування з'єднання стальних деталей відбувається головним чином у зоні термічного впливу. Тому в розрахунки на міцність закладають геометричні параметри цієї зони.
Умова міцності для стикових швів

·'
· [
·'] ,
де
·' – напруження у шві (зоні термічного впливу), які визначають за формулами опору матеріалів;
[
·'] – допустиме напруження для зварного з'єднання, яке залежить від допустимого напруження для основного металу, типу зварювання та електрода, режиму навантаження.
Дефекти стикового шва бувають такими (рис. 3.3):
1 – непровар; 2 – підріз; 3 – шлак; 4 – газ.
У розрахунках зварних з'єднань дефекти швів не враховують.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 3.3 – Дефекти стикового шва

Напусткові з'єднання

Напусткові з'єднання виконуються кутовими швами з розрахунковим перерізом у вигляді прямокутного трикутника (рис. 3.4).
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.4 – Зварний кутовий шов

Залежно від співвідношення катетів розрізняють шви:
1) нормальний (k1 = k2);
2) посилений (k1 : k2 = 2:1 – 3:1);
3) увігнутий, який отримують глибоким проплавленням або механічною обробкою;
4) випуклий, який не потрібно застосовувати, бо знижується міцність з'єднання.
Навантажувальна здатність конструкцій із посиленими та увігнутими швами завдяки меншій концентрації напружень (плавніший перехід від однієї деталі до іншої) вища, ніж у з'єднань з нормальним швом.
Залежно від розміщення щодо навантаження у напусткових з'єднаннях розрізняють такі кутові шви (рис. 3.5):
1) лобовий (поперечний, що утворює кут 90° з лінією дії сили);
2) фланговий (поздовжній, паралельний лінії дії сили);
3) скісний (під кутом до цієї лінії);
4) комбінований, що складається з лобового та флангових швів.
Уздовж лобових швів навантаження, а відповідно і напруження, розподіляються рівномірно (рис. 3.5).
Уздовж 39 флангових швів навантаження розподіляються нерівномірно, тому довжину флангових швів обмежують (
·50 k).

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 3.5 – Напусткове з'єднання

Особливості конструювання напусткових з'єднань такі:
1) катет шва повинен бути менше мінімальної товщини двох зварюваних деталей (k
· Smin);
2) напуск с
· 4 k ;
3) шви мають бути з двох боків з'єднання (рис. 3.5);
4) довжина шва l
· 30 мм для зниження впливу початку та кінця шва як менш якісних на міцність з'єднань;
5) довжина флангового шва lф
· (50 – 60) k .

3.1.4 Види їх ушкоджень та критерії працездатності

Значна частина руйнування металоконструкцій викликається втомою зварних з'єднань під впливом перемінних у часі навантажень. Частка руйнувань внаслідок втоми продовжує зростати, складаючи приблизно ЗО % загального числа передчасних ушкоджень і відмовлень зварних металоконструкцій.
Основні положення міцності і довговічності металів при перемінних навантаженнях залишаються справедливими й у відношенні зварних з'єднань.
Разом з тим, останнім властиві такі специфічні особливості, як характерна форма з'єднань і швів ( наявність концентраторів напружень, неоднорідність напруженого стану), неоднорідність механічних властивостей, можливість виникнення при зварюванні технологічних дефектів, значні залишкові напруження.
Основні характеристики циклічного навантаження. Циклічне (багаторазове) навантаження супроводжується періодичною зміною напружень, сукупність послідовних значень яких за один період їх зміни при регулярному навантаженні називається циклом напружень.

3.1.5 Розрахунок на міцність з'єднань зварних швів на стаціонарні навантаження

Розрахунки на міцність усіх зварних з'єднань, виконаних кутовими швами, виконують за дотичними напруженнями зрізу, які виникають у площині бісектриси прямого кута (рис. 3.4) незалежно від діючого навантаження.

Коли на з'єднання діють кілька силових факторів, доцільно використовувати принцип суперпозиції

·' =
·
·і'
· [
·'] ,
де
·і' – дотичні напруження зрізу, зумовлені дією і-го силового фактора. Причому в окремих випадках мають на увазі геометричну суму.

Паяні з'єднання

Паяння на відміну від зварювання здійснюється без розплавлення з'єднуваних деталей (температура нагрівання не перевищує 1000 єС). Зв'язок між елементами при паянні забезпечується силами молекулярної взаємодії поверхонь деталей із присадним матеріалом – припоєм.
Конструкції паяних з'єднань подібні до зварних, а розрахунки паяних з'єднань на міцність аналогічні зварним із стиковими швами.
На відміну від зварювання паяння дозволяє з'єднувати деталі не тільки з однорідних, а й неоднорідних матеріалів, наприклад: сталь з алюмінієм, метали з керамікою, склом, фарфором, пластмасами.
Паяні з'єднання не потребують додаткової механічної обробки і забезпечують суттєве зниження маси та вартості конструкції.

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Основні способи зварювання.
2. Особливості конструювання зварних з'єднань.
3. Конструктивно-технологічні шляхи підвищення міцності зварних з'єднань.
4. Розрахунки зварних з'єднань на міцність.



3.2.1 Нарізні з’єднання

Під з'єднаннями у машинобудуванні розуміють кріпильні деталі (заклепки, гвинти тощо) і прилеглі частини з'єднуваних деталей, форма яких підпорядковується завданню з'єднання. У деяких з'єднаннях спеціальні кріпильні деталі можуть бути відсутні. З'єднання призначені для передавання певного навантаження (сил та моментів) між з'єднуваними деталями і виконання інших додаткових функцій (наприклад, забезпечення герметичності).

3.2.2 Призначення і класифікація з'єднань

Класифікація – це поділ за ознаками.
За кінематичною ознакою з'єднання поділяють на рухомі та нерухомі. У рухомих з'єднаннях (шліцьових, шпонкових рухомих) деталі можуть переміщатися одна відносно одной. В нерухомих – навпаки. Наявність рухомих з'єднань визначається кінематикою машини. Нерухомі з'єднання (нарізні, клемові, шпонкові, штифтові, пресові) потрібні для розчленування машини на вузли та деталі (наприклад, для спрощення виготовлення машини, полегшення її складання, ремонту, транспортування).
За способом складання з'єднання поділяють на напружені та ненапружені. У напружених з'єднаннях (гвинтових, пресових, зварних та інших) виникають напруження після складання до прикладання навантаження.
За ознакою рознімності з'єднання поділяють на рознімні та нерознімні (схема 3.6). Рознімні з'єднання можна розбирати без псування або руйнування деталей. Використання нерознімних з'єднань (зварних, заклепкових та ін.) зумовлене технологічними або економічними вимогами. Вибір конкретного типу з'єднання визначається також будовою і призначенням конструкції.






13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415
Схема 3.6 – Класифікація з'єднань

Вимоги до з'єднань

1. Міцність і рівноміцність деталей з'єднання.
2. Жорсткість (для багатьох з'єднань – контактна жорсткість).
3. Герметичність.
4. Точність (наприклад, центрування – збігання осей вала і отвору в маточині).
5. Корозійна стійкість.
6. Технологічність і економічність.

Алгоритм (послідовність) розгляду з'єднань

1. Тип з'єднання згідно з класифікацією.
2. Переваги та недоліки даного з'єднання порівняно з іншими.
3. Конструкція, основні параметри і галузь використання.
4. Особливості складання.
5. Робота з'єднання, напружено-деформований стан деталей з'єднання.
6. Види і причини відмов.
7. Критерії працездатності та розрахунку.
8. Матеріал деталей і допустимі напруження.
9. Розрахунок з'єднання.
10. Конструювання.

Нарізні з'єднання. Загальні відомості

Нарізні з'єднання – це з з'єднання за допомогою кріпильних деталей: болтів; гвинтів; шпильок, гайок та шайб. Призначення, конструктивні варіанти та особливості кожної з цих деталей, характеристика і параметри різі (схема 3.2) вивчаються у курсі „Машинобудівне креслення” і розглядаються у довідниках.

Класифікація нарізних з'єднань

За кількістю кріпильних деталей розрізняють з'єднання з одним гвинтом і групові.
За призначенням нарізні з'єднання поділяють на міцні, щільні (герметичні), міцнощільні.
За умови складання з'єднання бувають ненапруженими (без попереднього або початкового затягування) і напруженими (з початковим затягуванням).


13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415
Схема 3.7 – Класифікація різі


Усі геометричні параметри різі стандартизовані. У розрахун-ках нарізних з'єднань використовують такі з них (рис. 3.6):
d (D), d2 (D2), d1 (D1), – зовнішній, середній і внутрішній діаметри різі болта (гайки);
Р – крок різі;
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.8 – Основні розрахункові параметри різі


· – кут профілю – кут між суміжними боковими сторонами різі в осьовому перерізі;
Рh = n·P – хід гвинта – осьове переміщення гвинта за один оберт у нерухомій гайці (n – число заходів різі);

· = arctg [Рh / (
· d2)] – кут підйому гвинтової лінії.

Основні типи різі

Залежно від призначення і геометричних параметрів розрізняють такі види різі :
1) кріпильні:
а) метрична з кутом профілю
· = 60° (рис. 3.8);
б) трубна (
· = 55°) (рис. 3.6);
в) кругла (
· = 30°) (рис. 3.7);
2) ходові (рис. 3.7):
г) трапецоїдна симетрична (
· = 30°);
д) трапецоїдна несиметрична – упорна (
·
· 30°);
е) прямокутна (єдина різь, яка не стандартизована).

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.9 – Профілі різі
Галузь використання різних типів різі така. Метричну різь, що забезпечує найбільше тертя, доцільніше використовувати як кріпильну, а трапецоїдну та упорну різі – для ходових гвинтів, причому першу – при реверсивних руках під навантаженням, а другу – у разі дії одностороннього навантаження, наприклад, у домкратах. Прямокутна різь забезпечує найменший опір руху, і отже, найбільший ККД.
Оскільки метрична різь може бути нарізана з дрібнішим кроком, ніж інші, її використовують для того, щоб забезпечити точні переміщення, наприклад, у мікрометрі.
Кругла різь доцільна при динамічних навантаженнях (відбійні молотки), для часто загвинчуваних та відгвинчуваних у забруднених середовищах деталях (пожежна арматура), на тонкостінних деталях (цоколі лампочок).
Трубна різь – це дюймова різь з малим кроком, використовується для з'єднань труб і арматури трубопроводів.

3.2.3 З’єднання гвинтами, болтами та шпильками

Задача співвідношення між силою затягання Fзат – осьовою силою Fа на гвинт (також на гайку) і силою руки робітника Fроб , прикладеною до гайкового ключа.

Момент загвинчування (затягування) гайки Тзат або момент на ключі – це момент сили
Тзат = Fроб Lкл ,
де Lкл – довжина ключа.
Опір загвинчуванню гайки чинять момент тертя в різі Тр і момент тертя на торці гайки Тт , тому
Тзат = Тр + Тт .
Момент тертя в різі Тр можна знайти за формулою
Тр = 0,5 Fзат d2 tg (
· +
·') ,
де
·' = arctg( f / cos(
· / 2)) – зведений кут тертя в різі;
f – коефіцієнт тертя в різі.
Момент тертя на торці гайки Тт :
Тт = 0,25 Fзат fт ( S + do ) ,
де fт – коефіцієнт тертя на торці гайки;
S – розмір під ключ (за стандартом);
do – діаметр отвору для болта.

Умова самогальмування.

Умова самогальмування має вигляд
·' >
·.
Усі кріпильні різі задовольняють умову самогальмування, але при вибраційних навантаженнях можливе ослаблення затягування різі, тому для запобігання самовідгвинчуванню використовують різні способи стопоріння кріпильних деталей.
Коефіцієнт корисної дії гвинтової пари.

К.к.д. гвинтової пари
· досить низький (
·
· 0,3). При затягуванні без урахування сил тертя на торці гайки

· = tg
· / tg (
· +
·') .

Розподіл осьової сили Fа 13 QUOTE 1415між витками різі.

Осьова сила Fа нерівномірно розподілена між витками різі. Результати розв'язування цієї задачі проф. М. Жуковським подано на рис. 3.10.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.10 – Схема розподілу осьової сили Fа 13 QUOTE 1415між витками різі

На рис. 4.3 бачимо, що на перший найнавантаженіший виток припадає понад 1/3 сили Fа 13 QUOTE 1415, на другий – 23% цієї сили, на третій менше і т. д. У підручниках зазначені причини, що зумовлюють такий нерівномірний розподіл сили Fа між витками, а також розглянуті конструктивні рішення, спрямовані на зниження ступеня нерівномірності.

3.2.4 Види пошкоджень та критерії працездатності нарізних з’єднань

Види відмов нарізних деталей

Види відмов:
1. Пошкодження різі у вигляді зминання, зрізу або зносу.
2. Руйнування нарізної деталі:
а) по першому найбільш навантаженому витку;
б) у місці збігу різі;
в) у вигляді відриву стрижня від головки;
г) у вигляді зминання або зрізування головки.

Критерії працездатності та розрахунку

Усі розміри різі стандартизовані і вибрані такими, щоб забезпечити рівноміцність усіх деталей і елементів нарізних з'єднань. Тому в проектувальному розрахунку достатньо визначити внутрішній діаметр різі d1 як найменший, а інші розміри кріпильних деталей вибрати за стандартами.
Конструктивні рішення,
які виключають позацентрове навантаження болтів

Перекоси опорних поверхонь під гайку або головку болта можуть бути обумовлені:
1) уклоном смуг швелера або іншого профілю;
2) технологічними уклонами литих деталей;
3) неточністю виготовлення деталей з'єднання.
Щоб виключити позацентрове навантаження:
1) підвищують точність виготовлення, тобто забезпечують допуски паралельності та торцевого биття;
2) використовують скісні шайби (рис. 3.11 а);
3) виготовляють платики, що підлягають механічній обробці (рис. 3.11 б);
4) використовують спеціальну обробку – цекування (рис. 3.11 в);
5) використовують сферичні шайби (рис. 3.11 г).

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 3.11 – Конструктивні рішення, що виключають позацентрове навантаження болтів


3.2.7 Особливості розрахунку та конструювання багато болтових з’єднань

Розрахунок гвинта, навантаженого осьовою силою без попереднього затягування, наприклад, нарізний стрижень вантажного гака (рис. 3.10).

Гайка нагвинчується на стрижень без затягування і шплінтується (рис.3.10а).
Розрахункову модель стрижня зображено на рис. 3.10 б. Вид деформації – розтяг.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.12 – Вантажний гак і його розрахункова схема
Умова міцності стрижня

·Р = 4 Fa / (
· d12 )
· [
·Р] .
Тоді
d1
·
· 4 Fa / (
· [
·Р] ) .

Знайдене значення d1 округлюємо до найближчого стандартного і відповідно визначаємо діаметр різі d.

Розрахунок гвинта, навантаженого осьовою силою і обертальним моментом, наприклад, гвинтова стяжка, яка використовується для встановлення турніка (рис. 3.11).

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.11 – Гвинтова стяжка і розрахункова схема гвинта

У гвинті реалізується корисна осьова сила Fa від дії обертального моменту Т, причому з умови рівноваги Т = 2 ТР , де ТР – момент сил опору (тертя) в різі. Неважко побачити, що гвинт знаходиться у складному напруженому стані: у ньому виникають нормальні напруження розтягу
·Р від сили Fa та дотичні напруження кручення
· від моменту Тр .
Згідно з гіпотезою міцності можна записати

·Е =
·
·Р2 + 3
·2
· [
·Р] ,
де
·Е – еквівалентні напруження у гвинті.

Розрахунок болта з костильною головкою (рис. 3.12).
У цьому прикладі реалізується ефект ексцентричного (позацентрового) навантаження, що істотно підвищує рівень напружень у стрижні болта. Практичний інтерес становить у цьому випадку не сам розрахунок, а конструктивні рішення, які спрямовані на виключення позацентрового навантаження.
Виконаємо перевірний розрахунок, щоб показати недоцільність використання таких болтів. У разі дії моменту загвинчування Тзат реалізується осьова сила Fa = Fзат . Стрижень навантажується моментом Тр, силою затягування Fзат і згинальним моментом Мзг = FR · e , де FR – реакція деталей на болт (очевидно, що |FR| = |Fзат| ); е – ексцентриситет.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 3.12 – Болт із костильною головкою у нарізному з'єднанні

Згідно з розрахунковою схемою
·Е (без виведення)

·Е =
·Р + ( 1,3 + 8 е / d1 ) .
Якщо візьмемо е = 0,5·d1, то
·Е = 5,3·
·Р , тобто рівень напружень підвищився більш ніж у 4 рази. Отже, такі болти використовувати недоцільно.


Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Клемові з'єднання.
2. Конструкції болтів, кріпильних і встановлювальних гвинтів, шпильок, гайок, підкладних і стопорних шайб та їх використання.
3. Способи стопоріння нарізних деталей.
4. Основні конструктивні та технологічні заходи для підвищення опору втоми гвинтів.
5. Класи міцності, матеріали, хіміко-термічна обробка та зміцнення нарізних деталей.
6. Розрахунки нарізних з'єднань.


Лекція №4

4.1.1 Шпонкові, штифтові та шліцьові з’єднання.

Шпонкові з'єднання призначені для кутової або кутової та осьової фіксації маточин деталей (зубчастих коліс, зірочок, шківів тощо) на валах. Такі з'єднання виконують за допомогою спеціальних додаткових деталей – шпонок, які вставляють у пази вала і маточини.
Шпонкові з'єднання поділяють на дві групи:
1) ненапружені, в яких використовують призматичні або сегментні шпонки;
2) напружені, які виконують клиновими, тангенціальними та круглими шпонками.
У машинобудуванні найбільш поширені нанапружені з'єднання.
Штифти в основному призначені для точного взаємного фіксування деталей, а також для передачі відносно невеликих навантажень – обертальних моментів та осьових сил.
Шліцьові з'єднання призначені для жорсткої кутової фікації маточин деталей на валах. Шліцьове з'єднання умовно можна розглядати як багатошпонкове, в якому шпонки виконані як одне ціле з валом.
Шліцьові з'єднання бувають рухомими та нерухомими, без навантаження (у коробках передач) і під навантаженням (карданні вали автомобілів).

Шліцьові з'єднання

Шліцьові з'єднання призначені для жорсткої кутової фікації маточин деталей на валах. Шліцьове з'єднання умовно можна розглядати як багатошпонкове, в якому шпонки виконані як одне ціле з валом.
Шліцьові з'єднання бувають рухомими та нерухомими, без навантаження (у коробках передач) і під навантаженням (карданні вали автомобілів).
Залежно від форми зубців розрізняють прямобічні, евольвентні та трикутні шліци (рис. 4.1).
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 4.1 – Форми шліців

У машинобудуванні найширше використовують прямобічні шліцьові з'єднання, розміри яких стандартизовано. Евольвентне шліцьове з'єднання відрізняється від прямобічного досконалішою технологією виготовлення, підвищеною міцністю самих шліців і валів та точністю центрування. Трикутне шліцьове з'єднання використовується для нерухомих з'єднань у разі невеликих навантажень і на тонкостінних деталях.
При з'єднанні шліцьової втулки з валом розрізняють три способи їх відносного центрування: за зовнішнім діаметром D, за бічними сторонами зубців b і за внутрішнім діаметром d.
Порівняно зі шпонковими шліцьові з'єднання:
1) мають підвищену навантажувальну здатність завдяки значно більшій площі поверхні контакту, рівномірному розподілу тиску по висоті зубців і меншій концентрації напружень у валів;
2) високу точність центрування маточини на валу.
Ці переваги визначають використання шліцьових з'єднань у разі великих навантажень і частоти обертання в умовах масового виробництва.



Штифтові з'єднання

Штифти в основному призначені для точного взаємного фіксування деталей, а також для передачі відносно невеликих навантажень – обертальних моментів та осьових сил. За формою штифти поділяють на: циліндричні, конічні (рис. 4.2) та іншої форми (фасонні, циліндричні пружинні, просічні, зрізні).

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 4.2 – Приклади штифтових з'єднань

Штифтові з'єднання, як і шпонкові, розраховують на міцність за напруженнями зминання
·зм та зрізу
·зр .

Профільні (безшпонкові) з'єднання

Під профільними з'єднаннями розуміють з'єднання типу вал-маточина з контактом по плавному некруглому циліндричному або конічному профілю без шпонок і шліців (рис. 4.3).
Переваги таких з'єднань:
1) відсутність джерел концентрації напружень при крученні;
2) гарне самоцентрування;
3) знижений шум під час роботи.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 4.3 – Профільні з'єднання

Основні недоліки профільних з'єднань:
1) складна технологія виготовлення (на токарних, фрезерних, шліфувальних верстатах або на верстатах із ЧПУ);
2) несуча здатність нижча, ніж у шліцьових.


4.1.2 Порівняльна характеристика та області застосування

Шпонкові з'єднання призначені для кутової або кутової та осьової фіксації маточин деталей (зубчастих коліс, зірочок, шківів тощо) на валах.
Штифти в основному призначені для точного взаємного фіксування деталей, а також для передачі відносно невеликих навантажень – обертальних моментів та осьових сил.
Шліцьові з'єднання призначені для жорсткої кутової фікації маточин деталей на валах. Шліцьове з'єднання умовно можна розглядати як багатошпонкове, в якому шпонки виконані як одне ціле з валом.

4.1.3 Види пошкоджень та критерії працездатності

Переваги та недоліки призматичних шпонкових з'єднань
Переваги:
1) простота кострукції;
2) жорстка кутова фіксація насаджуваної деталі.
Недоліки:
1) трудомісткість виготовлення, бо потрібне ручне приганяння або підбирання деталей з'єднання, що обмежує їх використання в умовах великосерійного та масового виробництва;
2) шпонковий паз ослаблює вал і викликає в ньому концентрацію напружень.

4.1.4 Розрахунки на міцність

Деталі шпонкового ненапруженого з'єднання зазнають зминання поверхонь, а шпонки – додатково зрізу.
Основний вид відмов – зминання робочих поверхонь.
Шпонкові з'єднання розраховують на міцність за напружен-нями зминання
·зм та зрізу
·зр (рис. 4.1).
Умови міцності на зминання та зріз:

·зм
· [
·зм] ,
·зр
· [
·зр] ,
де [
·зм], [
·зр] – допустимі напруження, які визначаються за рекомендаціями.

Ненапружене шпонкове з'єднання з призматичною шпонкою

Конструкцію з'єднання з призматичною шпонкою зображено на рис. 4.4, де позначено:
d – номінальний діаметр з'єднання;
bЧh – ширина і висота поперечного перерізу шпонки, які беруть за стандартом залежно від діаметра вала d ;
l – довжина шпонки, що вибирається за стандартом;
lр – робоча довжина шпонки (lр = l – b);
lм – довжина маточини (lм = l + 5...10 мм);
13 EMBED Equation.3 1415 – гарантований зазор між шпонкою і дном паза маточини;
t1 – глибина паза вала;
t2 – глибина паза маточини (t1 > t2 , t2
· 0,4 h);
Т1 , Т2 – рушійний і опорний обертальні моменти;

· – кутова швидкість.


13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 4.4 – Конструкція шпонкового з'єднання з призматичною шпонкою

У такому з'єднанні виконується лише кутова фіксація маточини на валу для передавання обертального моменту від вала до маточини або навпаки. Робочими гранями при цьому є вузькі бічні.

Ненапружене шпонкове з'єднання з сегментною шпонкою

Сегментні шпонки використовують для з'єднань без ручного приганяння або підбирання (рис. 4.5). Перевагою такого з'єднання є також стійке положення шпонки у пазу вала, що зменшує її перекіс і концентрацію тиску. Основний недолік з'єднання – глибока канавка для шпонки послаблює міцність вала. Шпоночний паз фрезерують спеціальною фрезою відповідно до розмірів шпонки bЧhЧl, що підбирають за стандартом.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 4.5 – Конструкція шпонкового з'єднання з сегментною шпонкою

4.1.3 Види пошкоджень та критерії працездатності

Експерименти підказують, що при роботі шліцьових з'єднань у разі радіальних навантажень і згинальних моментів відбуваються ковзання та спрацювання, пов'язані із зазорами та контактними деформаціями, особливо за відсутності мастильного матеріалу.

Основні види відмов шліцьових з'єднань:
1) пошкодження робочих поверхонь зубців у вигляді спрацювання та зминання;
2) заїдання;
3) поломки шліцьових валів і зубців.
Головні критерії працездатності шліцьових з'єднань:
1) зносостійкість;
2) стійкість до заїдання;
3) міцність.
Надійність роботи з'єднань забезпечується вибором відповідних матеріалів, зміцненням робочих поверхонь шліців і розрахунком.
Основним вважають розрахунок на спрацювання з перевіркою на зминання. Умова міцності на зминання

·зм
· [
·зм] ,
де [
·зм] – допустимі напруження, що визначаються за рекомендаціями.

Напружені з'єднання клиновими шпонками

Клинові шпонки – це клини, як правило, з уклоном 1:100, що забезпечує самогальмування (рис. 4.6). У них робочими є широкі верхня та нижня грані, а по бокових гранях існує зазор. Ці шпонки створюють напружене з'єднання і забезпечують як кутову, так і осьову фіксацію. Таке з'єднання здатне передавати не лише обертальний момент, а й осьову силу.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 4.6 – Конструкція шпонкового з'єднання з клиновою шпонкою

Перевага таких з'єднань – гарне сприйняття ударних навантажень. Недолік – клинова шпонка в процесі складання спричиняє радіальне зміщення осі маточини щодо осі вала, тобто перекіс з'єднуваних деталей.

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Особливості конструювання шпонкових з'єднань.
2. Розрахунки шпонкових з'єднань на міцність.
3. Розрахунки шліцьових з'єднань на міцність.
4. Розрахунки штифтових з'єднань на міцність.
5. Клинові з'єднання.


Розділ 3 Механічні передачі

Лекція 5 Пасові передачі
5.1. Загальні відомості про пасові передачі

Пасові передачі – це передачі гнучкого зв'язку. Вони нале-жать до механічних передач обертального руху і використову-ються в приводах невеликої та середньої потужності (Р
· 50 кВт).
Загальна схема передачі зображена на рис. 10.1.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 5.1 – Схема пасової передачі

Основні елементи пасової передачі (рис. 5.1):
1 – ведучий шків;
2 – ведений шків (більший у знижувальних передачах);
3 – приводний пас;
4 – натяжний пристрій для забезпечення початкового натягу паса та створення сили тертя між ним і шківами;
вч – ведуча (робоча) вітка паса;
вн – ведена (холоста) вітка.
Основні параметри передачі (рис. 10.1):
d1 ,d2 – діаметри ведучого і веденого шківів;
а – міжосьова відстань;

· – кут між вітками;

·1 – кут обхвату ведучого шківа (
·1 = 180є –
·);

·2 – кут обхвату веденого шківа (
·2 = 180є +
·);
L – довжина паса;

·1 ,
·2 – кутові швидкості шківів;
T1 , T2 – обертальні моменти на шківах (відповідно рушійний та опору).
Робота передачі грунтується на використанні сил тертя між пасом (крім зубчастого паса) і шківами, зумовлених попереднім натягом.
Передачі поділяють залежно від типу паса. Паси виконують таких типів: плоскі, клинові, поліклинові, круглі (за формою поперечного перерізу), а також зубчасті (рис. 10.2).

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 5.2 – Типи пасів

5.2. Переваги та недоліки пасових передач

Переваги:
1) можливість передавання обертального руху на значну відстань (10 м);
2) плавність ходу та безшумність роботи;
3) самозахист від перевантаження;
4) можливість роботи з високими швидкостями (швидкість клинових пасів – 25 – 30 м/с, а вузьких клинових – до 40 м/с);
5) простота конструкції та низька вартість.
Недоліки (порівняно із зубчастими та ланцюговими):
1) значні габарити (у кілька разів більші, ніж у зубчастих однакової потужності);
2) несталість кутової швидкості веденого шківа, тому що робота паса на шківах супроводжується ковзанням, яке залежить від навантаження, що передається;
3) підвищені сили на вали та підшипники;
4) потреба захисту паса від потрапляння масла та вологи, а також від високих температур;
5) потреба пристрою для натягування паса;
6) низька довговічність пасів у швидкохідних приводах.

5.3. Умови роботи пасових передач

Розглянемо сили, що діють у вітках паса, роботу паса на шківах і напруження в ньому. Згідно із цим виявлятимуться причини і види відмов, критерії працездатності та розрахунку пасових передач.
Для визначення сил у вітках паса розглянемо три характерних моменти (рис. 5.3).
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 5.3 – Сили у вітках паса

1)
·1 = 0 (передача нерухома); у цьому випадку обидві вітки мають однаковий попередній натяг, який дорівнює Fo ;
2)
·1
· 0, Т1 = 0 (холоста робота передачі); нехтуючи дією відцентрових сил і сил тертя, можна припустити, що сила натягу (розтягу) ведучої вітки паса F1 дорівнює і силі натягу веденої вітки F2 , і силі попереднього натягу вітки F0 ( F1 = F2 = F0 );
3)
·1
· 0, Т1
· 0 (робочий режим), для якого F1 > F2 .
Установимо зв'язок між силами F1 , F2 і параметрами передачі. Скориставшись умовою рівноваги шківа і враховуючи, що розрахункова колова сила на шківах Ft = 2 T1 / d1 , одержимо
F1 – F2 = Ft . (1)

74
Неважко побачити, що
F1 + F2 = 2F0 . (2)
Ураховуючи (1) і (2), одержуємо
F1 = F0 + 0,5Ft , F2 = F0 – 0,5Ft . (3)
Як бачимо, сила, яка діє на пас, змінна. З іншого боку, зв'язок між F1 і F2 установлюється формулою Ейлера
F1 / F2 = ef
· , (4)
де е – основа натуральних логарифмів;
f – коефіцієнт тертя між пасом і шківом (для клинопасових передач це зведений коефіцієнт тертя);

· – кут ковзання,
·
· 0,7
·1 .
Ураховуючи (3) і (4), одержуємо
F1 = Ft q / (q – 1) , q = ef
· , (5)
F2 = Ft / (q – 1) . (6)
Згідно з (2), (5) і (6) маємо
Ft = 2F0
· , (7)
де
· – коефіцієнт тяги пасової передачі

· = Ft / 2F0 = (q – 1) / (q + 1) < 1 . (8)
Тобто коефіцієнт тяги
· являє собою відносне навантаження. Коефіцієнт
· дозволяє судити про те, яка частина попереднього натягу паса F0 використовується корисно для передачі навантаження Ft , тобто
· характеризує міру завантаженості передачі.
Крім розглянутих сил, пас навантажується від дії відцентрових сил FV, що розвиваються на дугах обхвату
FV = q V2 ,
де q – маса 1м паса; V – швидкість паса.
Пас зазнає деформації розтягу по всій своїй довжині та згину на шківах.
Напруження розтягу відповідно ведучої та веденої віток від дії сил F1 і F2

·р1 = F1 /A ,
·р2 = F2 /A .
Напруження розтягу від дії сили FV

·V = FV /A .
Якщо V
· 20 м/с, то
·V можна не враховувати.
Напруження згину відповідно на ведучому і веденому шківах

·зг1 = Е
· / d1 ,
·зг2 = Е
· / d2 ,
де Е – модуль пружності матеріалу паса;

· –13 QUOTE 1415 товщина паса;
d1 , d2 – діаметри ведучого і веденого шківів.
Оскільки F1 > F2 , d1 < d2 , то

·р1 <
·р2 ,
·зг1 >
·зг2 .
Сумарні напруження в пасі
·
· <
·р +
·зг +
·V .
На рис. 10.4 зображена епюра сумарних напружень. З епюри випливає, що діючі в пасі напруження змінні і це зумовлює утомні руйнування паса. Найнапруженішим є переріз, який збігається з точкою 1 – тут робоча вітка набігає на ведучий шків. Максимальні напруження в цьому перерізі

·max =
·р1 +
·зг1 +
·V .
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 5.4 – Епюри напружень у пасі

5.4. Особливості кінематики пасових передач

У пасових передачах завжди має місце пружне ковзання паса по шківах, а за певних умов – буксування. Внаслідок неми-нучого пружного ковзання колова швидкість V2 на веденому шківі менше колової швидкості V1 на ведучому (V1 > V2 ).
Швидкість паса на ведучому шківі спадає від V1 до V2, а на веденому – зростає від V2 до V1. При цьому повна дуга обхвату пасом шківа складається із двох ділянок – дуги спокою і дуги (визначається кутом
·) пружного ковзання. Від співвідношення дуг пружного ковзання і спокою залежить запас сил тертя на шківі, який характеризує надійність відсутності буксування паса. При частковому буксуванні пас проковзує по шківу, при повному буксуванні пас і ведений шків зупиняються. Це аварійний режим роботи. При частих буксуваннях паси перегріваються і швидко зношуються.
Величину

· = (V1 – V2 ) / V1
називають коефіцієнтом пружного ковзання,
· = 0,01 – 0,015.
Колові швидкості на шківах
V1 =
· d1 n1 / 60 , V2 =
· d2 n2 / 60 .
Передаточне число пасової передачі
u =
·1 /
·2 = n1 / n2 = d2 / (d1 (1 –
· )) .
Передаточні числа пасових передач, як правило, не перевищують 4 – 5.

5.5. Криві ковзання. Коефіцієнт тяги і ККД передачі

Графіки залежності
· =
·(
·) називають кривими ковзання (рис. 5.5). Їх одержують експериментально: при сталому натягу F0 поступово підвищують корисне навантаження Ft і вимірюють
·. До деякого значення
· =
·кр (критичне значення) практично зберігається лінійна залежність
· від
·, Подальше збільшення навантаження приводить спочатку до часткового, а при граничному значенні коефіцієнта тяги
·max до повного буксування передачі. У зоні між
·кр і
·max наявне як пружне ковзання, так і буксування. Відношення
·max /
·кр характеризує розмір зони часткового буксування і, таким чином, здатність передачі до перевантаження.
ККД передачі теж зростає до
·кр , досягає при ньому максимального значення, а потім різко зменшується в зоні часткового буксування у зв'язку зі зростанням витрат енергії на тертя. Звідси випливає, що заштрихована зона відповідає оптимальним значенням параметрів пасової передачі.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 5.5 – Криві ковзання (
·) і ККД (
·) пасової передачі

За значенням
· роблять висновки про міцність зчеплення паса зі шківами або, іншими словами, про тягову здатність передачі. У зв'язку з викладеним можна сформулювати шляхи підвищення тягової здатності пасових передач. Для цього скористаємося виразом

· = ( ef
· – 1) / ( ef
· + 1) .
Звідси випливає, що
· можна підвищити завдяки:
1) збільшенню коефіцієнта тертя f вибором відповідного матеріалу паса;
2) збільшенню кута ковзання
·, тобто кута
·1 :
а) зменшенням передаточного числа u при заданому а;
б) збільшенням а при заданному u;
в) установленням натяжного ролика поблизу ведучого шківа на веденій (з меншим натягом) вітці.
Для плоскопасових передач
·1
· 150є, для клинопасових
·1
· 120є.
У приводах із швидкісними двигунами пасова передача встановлюється до редуктора.

5.6. Види і причини відмов, критерії працездатності та розрахунку пасових передач

Бувають такі види відмов:
1) порушення тягової здатності – буксування;
2) утомні руйнування паса через змінні напруження в ньому, причому істотно впливають напруження згину.
Головними критеріями працездатності пасових передач є тягова здатність та опір утоми паса. Тому пасові передачі розраховують на тягову здатність і довговічність паса.
Тягова здатність передачі характиризується значенням максимально допустимої колової сили Ft або напруження
·t . Довговічність паса залежить не тільки від значення напружень, а також і від характера та частоти зміни цих напружень (насамперед від напружень згину
·зг ). Частота циклу напружень дорівнює частоті пробігів паса
nпроб = V / L ,
де L – довжина паса.
Чим більше nпроб , тим менше довговічність паса. Тому часто-ту пробігів обмежують (для клинових пасів [nпроб] = 15 – 20 1/с ).



Лекція 6 Сили, що діють на вали з боку пасової передачі

6.1. Навантаження на вали та опори пасової передачі

Сили натягу віток паса передаються на вали передачі та їхні опори. Відповідно до рис. 6.1, а рівнодійну R сил натягу F1 та F2 віток можна визначити за формулою
13 EMBED Equation.3 1415

Рисунок 6.1
Дію відцентрової сили тут у розрахунках можна не враховувати, оскільки при середніх швидкостях паса вона незначна і спричинює
лише розвантаження валів (відцентрова сила зрівноважується у пасі).
У пасових передачах із натяжним роликом або у багатошківних передачах навантаження на вали доцільно визначати графічним способом за допомогою побудови плану сил (див. рис 6.1.б.).
Для цього треба накреслити у певному масштабі схему пасової передачі і попередньо визначити у вітках зусилля Fl та F2. 3 довільної точки на плані сил зображають напрями дії сил F1 та F2 (паралельно напрямам віток передачі у бік їхнього руху) і відкладають у масштабі на цих напрямах сили. Якщо з'єднати кінці відрізків, що зображають сили Ft та F2, то дістанемо напрям і у вибраному масштабі значення сил, якими навантажуються вали пасової передачі.

Сили натягу віток паса передаються на вали та опори. Рівнодійна сила на вал
FВ =
· F12 + F22 + 2 F1 F2 cos
·
· 2 F0 cos(
·/2) .
Звичайно FВ у 2 – 3 рази більше колової сили Ft – це недолік пасової передачі.

6.2. Шківи пасових передач.
Шків пасової передачі (див рис. 6.2) у більшості випадків має обід 1, який безпосередньо несе пас, маточину 3, за допомогою якої шків розміщується на валу, та диск 2 (або спиці), що з'єднує обід із маточиною.
Рисунок 6.2
Форма робочої поверхні обода шківа визначається формою поперечного перерізу паса.
Для плоских пасів найбажанішою формою робочої поверхні шківа є гладка полірована поверхня Для зменшення спрацьовування паса, яке викликається пружним ковзанням, шорсткість робочої поверхні обода повинна мати Rz < 10мкм.
Щоб забезпечити центрування паса, робочу поверхню одного із шківів роблять випуклою (рис. 21.6, б), описаною в осьовому перерізі шківа дугою кола. Основні розміри шківів – діаметр d, ширина В (залежно від ширини паса Ь), а також стрілка випуклості обода у, регламентовані стандартами. Можна брати: В
· 1,1b + (5...8) мм; у
·B/200. Діаметри шківів вибирають із стандартного ряду.
Для клинових пасів робочою поверхнею є бокові сторони клинових жолобків на ободі шківа. Розміри та кількість жолобків визначаються профілем перерізу паса та кількістю клинових пасів, що одночасно працюють на шківі (рис. 6.2 6, в). Профіль перерізу клинового паса при згині на шківі спотворюється і тому кут клину паса (рис. 21.6, б) у порівнянні з початковим (
·0 = 40°) змінюється. Отже, кут
· профілю жолобків шківа беруть залежно від його діаметра. Для стандартних клинових пасів розміри жолобків шківів наведені у ГОСТ 20889–88.
6.3 Матеріали . Стандарти та диаметри
Для круглих пасів мінімальний діаметр шківа dmin
· 20d0, де d0– діаметр паса. Профіль жолобків на шківі виконують напівкруглим або клиновим із кутом
· = 40° (рис. 21,6, г, д). Розміри жолобків обода шківа для поліклинових пасів вибирають згідно з ТУ 38–105763–84.
Шківи пасових передач виготовляють із чавуну, сталі, легких сплавів, пластмас.
Чавунні шківи найрозповсюдженіші. Використовують такі марки чавуну: СЧ 15 при швидкості паса v
· 15 м/с; СЧ 18 при v = 15...30м/с; СЧ 20 при v = 30...35 м/с. Заготовки шківів виготовляють литтям.
Сталеві шківи у більшості випадків виготовляють збірної конструкції зварюванням відштампованих окремих деталей. Тому вони відрізняються легкістю і використовуються при високих швидкостях пасів (v
· 40 м/с). Інколи заготовками для шківів може служити сталеве литво або круглий прокат.
Шківи із легких сплавів виготовляють переважно із алюмінієвого литва. За конструкцією вони такі самі, як і чавунні, але з більш тонкими стінками. Оскільки шківи з легких сплавів у порівнянні із чавунними та сталевими мають меншу масу, то їх раціонально використовувати в першу чергу у швидкохідних передачах.
Пластмасові шківи здебільшого використовують при невеликих діамерах (до 300мм) і виготовляють із текстоліту або волокніту, їх виготовляють збірної конструкції, де маточина із сталі або чавуну У порівнянні із металевими пластмасові шківи мають малу масу, а коефіцієнт тертя між пасом та шківом більший. Ці шківи широко застосовують у швидкохідних пасових передачах.


Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Особливості конструювання пасових передач.
2. Паси (матеріали, структура перерізів, розташування на шківах) та їх порівняльна характеристика.
3. Розрахунки пасових передач.
4. Матеріали і конструкції шківів.
5. Конструкції натяжних пристроїв.
Лекція 7. Ланцюгові передачі


7.1. Типи ланцюгів

За призначенням ланцюги поділяють на такі типи:
1) вантажні;
2) тягові;
3) приводні.
Вантажні ланцюги використовують для підвішування, піднімання та опускання вантажів у вантажопідйомних машинах. Ці ланцюги працюють при малих швидкостях (v
· 0,25 м/с) і великих навантаженнях. Їх виконують переважно з овальними зварними ланками.
Тягові ланцюги використовують у конвеєрах для переміщення вантажів; працюють при середніх швидкостях (v = 2 – 4 м/с); складаються з деталей (пластин, осей, втулок) простої форми.
Приводні ланцюги служать в приводах машин для передачі механічної енергії від одного вала до іншого. Саме їх і вивчають у курсі деталей машин.

7.2. Загальні відомості про ланцюгові передачі

Ланцюгові передачі належать до передач зачеплення із гнучким зв'язком (приводним ланцюгом). Їх використовують для передавання обертання зі сталим середнім передаточним відношенням при значних міжосьових відстанях (до 8 м), а також для одночасного приведення в рух кількох паралельних валів або коли потрібно виконати обхід окремих машинних частин, розміщених між ведучим і веденим валами.
Найчастіше ланцюгові передачі використовують у приводах малої та середньої потужності (Р
· 50 кВт), де швидкість ланцюга досягає Vл = 10 – 15 м/с. Проте зустрічаються передачі з Vл до 30 – 35 м/с (з частотою обертання ведучої зірочки до 3000 хв-1 та більше) і передаваною потужністю у тисячі кіловат.

80
Ланцюгові передачі найбільшого поширення набули в сільськогосподарських і легких транспортних машинах, у судно–, автомобіле– та верстатобудуванні, гірничорудному, нафтовому, хімічному, металургійному устаткуванні та в інших галузях машинобудування. Останнім часом ланцюгові передачі використовують у варіаторах швидкості, які припускають безступінчасту зміну частоти обертання веденого вала.
Принцип дії ланцюгових передач грунтується на зачепленні ланцюга із зубцями зірочок. Навантажувальна здатність вища за пасові, але нижча за зубчасті. В приводах зі швидкісними двигунами ланцюгова передача встановлюється після редуктора.
Загальна схема передачі аналогічна до пасової (рис. 7.1, де 1, 2 – ведуча і ведені зірочки, 3 – ланцюг), натяжний пристрій може бути, а може і не бути, тому що провисання ланцюга забезпечує його самонатягання.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 7.1 – Схема ланцюгової передачі

7.3. Переваги та недоліки ланцюгових передач

Переваги:
1) сталість передаточного числа;
2) можливість роботи при значних короткочасних перевантаженнях;
3) принцип зачеплення (а не тертя, як у пасових передач) не вимагає попереднього натягування ланцюга, у зв'язку з чим зменшується навантаження на вали та підшипники;
4) можливість приведення одним ланцюгом декількох ведених зірочок, кут обхвату яких може бути
·2
· 30є;
5) можливість використання у значному діапазоні міжосьових відстаней;
6) менші, ніж у пасових, габарити;
7) високий ККД (
· = 0,96 – 0,98).
Недоліки:
1) зношування шарнірів ланцюга і його витяжка, що призво-дить до збільшення кроку ланцюга і порушення зачеплення;
2) нерівномірність руху ланцюга через зміну миттєвого радіуса зірочки, що призводить до підвищеної динаміки і шуму;
3) необхідність змащування ланцюга, захисту його від пилу і забруднення;
4) висока вартість ланцюгів.
Основною причиною недоліків є те, що ланцюг складається із окремих жорстких ланок, які розташовуються на зірочці не по колу, а по багатокутнику.

7.4. Основні характеристики ланцюгових передач

У передачах використовують такі типи стандартних (за ГОСТ) приводних ланцюгів:
1) втулкові (ПВ), які мають меншу масу і вартість;
2) роликові (ПР), швидкість яких Vл
· 20 м/с;
3) зубчасті (ПЗ), які використовуються для швидкісних передач (Vл > 20 м/с), мають більшу тягову здатність, кінематичну точність, плавність і менший шум під час роботи.
Розглянемо основні параметри ланцюгових передач.
Потужність передачі P = Ft Vл .
Швидкість ланцюга
Vл = ni Zi pл / 60000 , i = 1; 2 ,
де ni – частота обертання зірочки, хв-1 ;
Zi – число зубців зірочки;
рл – крок ланцюга, мм.
Зі швидкістю ланцюга пов'язані знос деталей передачі, шум і динамічні навантаження.
Число зубців ведучої зірочки Z1 = 29 – 2 u ,
де u – передаточне число, причому Z1 > Z1min .
Для тихохідних передач (Vл < 2 м/с) Z1min =13 – 15; при Vл > 2 м/с Z1min = 19, для передач, що працюють з ударними навантаженнями Z1min = 23.
Число зубців більшої веденої зірочки Z2 = Z1 u .
Для втулково-роликових ланцюгів Z2max = 100 – 120; для зубчастих ланцюгів Z2max = 120 – 130.
Для рівномірного зношування ланцюга рекомендується брати Z1 непарним, а Z2 парним.
Передаточне число
u =
·1 /
·2 = n1 / n2 = Z2 / Z1 < 7 .
В окремих тихохідних передачах u < 10.
Крок ланцюга рл є його основним параметром. Зі збільшен-ням кроку ланцюга зменшується швидкохідність, збільшуються розміри та вага деталей ланцюга і його максимальне наван-таження. Відповідно до міжнародних стандартів приводні ланцюги мають крок, кратний дюйму (25,4 мм) або його частці.
Міжосьова відстань а суттєво впливає на працездатність ланцюга. При малих її значеннях ланцюг швидко зношується, при великих – ведена вітка сильно провисає, що призводить до її коливань. Нормальна робота передачі забезпечується при a = (20 – 80) рл , оптимальною вважається aопт = (30 – 50) рл , мінімальне значення визначається з умови забезпечення достат-нього кута обхвату ланцюгом меншої зірочки (
·1 не менше 120є).
Ланцюг повинен мати певне провисання для зменшення навантаження від сили ваги та радіального биття зірочок. Для цього міжосьову відстань зменшують на 0,2 – 0,4 %.
Кількість ланок ланцюга бажано брати парною, оскільки при непарній кількості ланок необхідно використовувати спеціальні з'єднувальні ланки, що мають трохи меншу міцність.
Ділильне коло зірочки проходить через центри шарнірів ланцюга .
Ділильний діаметр зірочки
d = рл / sin (
· / Z) .
Міцнісна характеристика ланцюга – граничне руйнівне (статичне) навантаження Flim, нормоване стандартом.

7.5. Конструкція втулково-роликового ланцюга

Конструкцію втулково-роликового ланцюга зображено на рис. 11.2, де позначено:
1) валик (вісь), виступаючі кінці якого розклепані;
2) втулка, яка вільно обертається на валику 1;
3) внутрішні пластини, які напресовані на втулку 2;
4) зовнішні пластини, які напресовані на валик 1;
5) ролик, який вільно обертається на втулці 2.
Призначення роликів – зменшити спрацювання зубців зірочок – найдорожчих деталей передачі. Ланцюг без роликів називають втулковим.
Геометричні параметри і характеристики роликових ланцюгів наведені в підручниках.

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 7.2 – Конструкція роликового ланцюга

7.6. Конструкція зубчастого ланцюга

Ланки зубчастого ланцюга набирають із робочих 1 і напрямних 2 пластин, які насаджують на деталі шарнірів кочення – сегментні призми (вкладиші) 3 (рис. 73). Напрямні пластини виконують осьову фіксацію ланцюга на зірочках. Вони відрізняються від робочих пластин тим, що не мають середнього вирізу під зубець зірочки (на зірочках є кільцеві проточки). Шарнір припускає поворот ланок на 30є в обидва боки.


13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 7.3 – Конструкція зубчастого ланцюга

7.7. Зірочки

Зубці зірочок повинні забезпечувати вільний вхід і вихід деталей ланцюгів – роликів у роликового ланцюга та пластин у зубчастого ланцюга.
Основні параметри зірочок – крок, число зубців Z, профіль зубців і його параметри.
Розрізняють кроки кутовий (коловий)
· = 2
· / Z і хордальний, який дорівнює кроку ланцюга рл (рис. 7.4).

13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 7.4 – Схема розміщення шарнірів роликового ланцюга на зубцях зірочки


Для зірочок, які працюють із роликовими ланцюгами, частіше використовують увігнутий профіль (1) зубців, а зірочки для зубчастих ланцюгів мають прямолінійний профіль (2) зубців (рис. 7.5). Усі параметри таких профілів нормовані стандартами.
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415

Рисунок 7.5 – Профілі зубців зірочок


7.8. Матеріали деталей ланцюгових передач

Матеріал і зміцнювальна обробка деталей ланцюга та зірочки істотно впливають на їх довговічність, стійкість проти зносу та ударного навантаження.
Матеріал пластин – середньовуглецеві та леговані сталі: 45, 50, 40Х, 40ХН, 30ХНЗА та ін. з термообробкою до твердості 40 – 50 HRC.
Матеріал деталей шарнірів (валиків, втулок, призм, роликів) – цементовані сталі: 15, 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗ та ін. Зміцнювальна обробка – цементація з паралельним загартовуванням до твердості 55 – 65 HRC. Ефективним є застосування газового ціанування.
Матеріал зірочок – середньовуглецеві та леговані сталі із поверхневим та об'ємним загартовуванням до твердості 45 – 55 HRC або цементовані сталі із загартовуванням до твердості 55 – 60 HRC.
Зірочки з великим числом зубців для тихохідних передач допускається виготовляти з чавуну марок СЧ20, СЧ30 із загартовуванням. У сільськогосподарських машинах (при підвищених вимогах до зносостійкості) використовують зірочки з антифрикційного та високоміцного чавуну із загартовуванням.


7.9. Особливості кінематики ланцюгових передач

Шарніри ланцюга на зірочках розміщуються у вершинах багатокутника з кутом
· між сусідніми ланками і стороною, що дорівнює кроку рл ланцюга (рис. 7.6). У процесі входження шарнірів ланцюга в зачеплення із зірочкою ланки повертаються на кут (.
Швидкість ланцюга Vл визначається швидкістю ведучого шарніра А, який увійшов у зачеплення із зірочкою
Vл =
· d / 2 ,
де (, d – кутова швидкість і ділильний діаметр зірочки.
Складові цієї швидкості – горизонтальна Vлx і вертикальна Vлy змінюються залежно від положення ведучого шарніра, яке визначає поточний кут
· :
Vлx = Vл cos
· ,
Vлy = Vл sin
· ,
–0,5
·
·
·
· 0,5
· .
Діаграми Vлx і Vлy зображені на рис. 11.6. Аналізуючи їх, можна зробити такий висновок: робота ланцюгової передачі (при постійній зміні ведучих шарнірів) супроводжується циклічними ударами – „м'якими” і „жорсткими”. Ці удари істотно впливають на надійність і шум швидкісного ланцюгового привода.
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 7.6 – Кінематична схема руху ланцюга і графік його швидкості
87
Несталість швидкості шарніра, який веде робочу вітку ланцюга, зумовлює її поздовжні та поперечні коливання і нерівномірність обертання веденої зірочки. Таким чином, у ланцюговій передачі із заданим передаточним числом збільшення числа зубців зірочок призводить до зменшення нерівномірності руху ланцюга.


7.10. Сили, які діють на деталі ланцюга

На рис. 7.7 показана осцилограма навантажень, які діють на кожну деталь ланцюга на зірочках і вітках ланцюгового контуру. Використані такі позначення:
Т1 , Т2 – час зачеплення шарніра із ведучою та веденою зірочками;
Твч , Твн – час навантажування деталей ланцюга на ведучій і веденій вітці;
F1 , F2 – натяг (розтяжна сила) ведучої та веденої віток;
Fд – динамічне навантаження на шарнір, яке зумовлене ударами.
На зірочках навантажуються насамперед ролики ланцюга, інші деталі ланцюга навантажуються і на зірочках, і на вітках контуру.
13 EMBED KOMPAS.FRW 1415
Рисунок 7.7 – Осцилограма навантаження деталей ланцюга

Сила натягу веденої вітки (умовно береться сталою):
F2 = Fq + Fv ,
де Fq = kf q a – натяг від сили ваги ланцюга;
Fv = q Vл – натяг, зумовлений дією відцентрових сил інерції;
q – маса 1 м ланцюга;
а – міжосьова відстань ланцюгової передачі;
kf = 1,0 – 6,25 – коефіцієнт, який залежить від кута нахилу вітки до горизонту.
Сила натягу ведучої вітки (умовно береться сталою)
F1 = F2 + Ft ,
де Ft = 2 T1 / d – колова сила (корисне навантаження на ланцюг).
Для практичних інженерних розрахунків F2
· 0, F1
· Ft .
У цілому можна зробити висновок, що навантаження на деталі приводного ланцюга змінне.
Сила, що діє на вали та опори передачі, FВ = F1 + F2 .

7.11. Види та причини відмов ланцюгових передач

Основний вид відмови більшості ланцюгових передач – спрацювання деталей шарнірів ланцюга, зумовлене відносними кутовими переміщеннями ланок. У зв'язку з цим, а також унаслідок зминання деталей шарнірів крок збільшується і ланцюг видовжується, шарніри при зачепленні із зірочками піднімаються по профілю зубів і можлива втрата їх зачеплення із зірочками. Для компенсації видовження ланцюга передбачаються натяжні пристрої.
У швидкісних важконавантажених передачах, які працюють у закритих картерах із достатнім мащенням, спостерігаються утомні руйнування деталей ланцюга – роликів, втулок і особливо пластин.
Крім того, спостерігається спрацювання зубів зірочок.
У високошвидкісних передачах можливе заїдання шарнірів.
У процесі роботи ланцюгової передачі нерідко спостерігаються поперечні коливання віток ланцюга, що призводить до підвищеного зношування шарнірів. Для запобігання таким коливанням на веденій вітці встановлюються вигнуті напрямні шини, які натягують ланцюг, а на ведучій – башмаки-заспокоювачі. Таке рішення прийняте в ланцюгових передачах двигунів автомобілів.

7.12. Критерії працездатності та розрахунку

Працездатний стан ланцюгових передач зумовлений такими критеріями:
1) зносостійкістю шарнірів ланцюга;
2) опором утоми пластин ланцюга;
3) ударно-циклічною міцністю роликів і втулок ланцюга;
4) контактною міцністю валиків і втулок (стійкістю до заїдання).
Для запобігання більшому від допустимого зношуванню впродовж розрахункового строку служби приводні ланцюги розраховуються на зносостійкість шарнірів.
Змінні напруження розтягу і згину в пластинах призводять до втомного руйнування пластин по вушках, тому виконується розрахунок на витривалість пластин.
Для попередження появи пластичної деформації і розриву ланок ланцюга виконується розрахунок на статичну міцність за піковим (максимальним) навантаженням.
Ресурс ланцюга суттєво залежить від способу і типу змащування ланцюгової передачі, а також від точності виготовлення ланцюга за кроком, тому стандарти встановлюють початкове відхилення (тільки позитивне) для ланцюгів нормальної точності
·рл
· 0,00225 рл і для ланцюгів підвищеної точності
·рл
· 0,0015 рл .

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Особливості конструювання ланцюгових передач.
2. Розрахунки ланцюгових передач.
3. Конструкції зірочок.
4. Конструкції натяжних пристроїв.




Лекція 8 Фрикційні передачі та варіатори

8.1 Фрикційні передачі
8.1.1. Загальні відомості та класифікація фрикційних передач
Фрикційна передача складається з двох котків (роликів), які притиснуті один до одного деякою силою. Обертання від одного з котків до іншого передається за рахунок сили тертя між котками (рис. 20.1).
Потрібна сила тертя між котками досягається примусовим притисканням котків відповідною силою Q. Якщо сила притискання котків недостатня, то між котками може виникнути проковзування (буксування), що порушує нормальну роботу передачі.
Фрикційні передачі використовують не тільки для передавання обертового руху, але широко застосовують для перетворення обертового руху в поступальний - у всіх наземних транспортних машинах (колесо і рейка або дорога), а також у металургійній промисловості (прокатні стани), де передавання руху за рахунок тертя є основою технологічного процесу.
Вигідне застосування фрикційних передач у варіаторах - механізмах для безступеневого регулювання кутової швидкості.
За допомогою фрикційної передачі можна забезпечити достатньо велике передаточне число, але через обмеження габаритних розмірів передачі рекомендують брати U
·10. ККД фрикційних передач коливається в межах
· = 0,90...0,95.
Фрикційні передачі у порівнянні з іншими механічними передачами мають такі переваги: простота та дешевизна виготовлення деталей передачі; плавність та безшумність роботи при високих швидкостях; передача запобігає поломкам деталей приводного пристрою за рахунок можливого проковзування котків при перевантаженнях; існує можливість здійснення безступеневого регулювання передаточного числа.
До недоліків фрикційних передач належать: несталість передаточного числа через можливе проковзування котків; потреба застосування спеціальних натискних пристроїв; високі навантаження на вали та опори валів передачі; небезпека пошкодження котків при їхньому буксуванні.
Незважаючи на недоліки в деяких конструкціях машин та приладів, фрикційні передачі є найраціональнішими.
Залежно від призначення фрикційні передачі поділяють на дві групи: передачі з умовно постійним передаточним числом та передачі з мінливим передаточним числом (варіатори).
Передачі з умовно постійним передаточним числом класифікують відповідно наведеним на рис. 20.2, а-г ознакам.

8.1.2. Явища ковзання у контакті котків фрикційної передачі
Робота навантаженої фрикційної передачі супроводжується явищами ковзання в контакті котків. Ковзання є причиною спрацьовування котків, зменшення ККД та мінливості передаточного числа. Розрізняють три види ковзання: буксування, пружне та геометричне ковзання.
Б у к c у в а н н я виникає під час перевантажень передачі. При обертанні ведучого котка відбувається його ковзання на поверхні надмірно навантаженого веденого котка, спричинюючи його місцеве спрацьовування та вихід з ладу. Тому при проектуванні фрикційної передачі треба передбачати достатній запас зчеплення котків для запобігання буксуванню.
П p у ж н е к о в з а н н я пов'язане з пружними деформаціями котків у зоні їхнього контакту. (приклад циліндричної фрикційної передачі (рис. 20.3, а)).
Рис.20.3, а
Під дією зусилля Q притискання котків лінійний контакт котків перетворюється у контакт на площині, обмеженій точками а і b. У навантаженій передачі моментами T1 та T2 ділянки робочої поверхні ведучого котка 1 наближаються до точки b стиснутими (позначені більш щільними штрихами), а відходять від точки а розтягнутими. Ha веденому котку 2, навпаки, ділянки робочої поверхні наближаються до точки b розтягнутими, а відходять від точки а стиснутими. У межах ab площинки контакту котків відбувається пружне видовження поверхні ведучого котка 1 і пружне стискання поверхні веденого котка 2, що спричинює пружне ковзання і відставання веденого котка від ведучого. Ha площині контакту котків є тільки одна лінія, де лінійні колові швидкості точок поверхонь двох котків однакові. Величина
· = (V1-V2)/V1 називається коефіцієнтом пружного ковзання котків. У співвідношенні V1 та V2 колові швидкості точок, розміщених на циліндричній робочій поверхні ведучого та веденого котків.
Коефіцієнт пружного ковзання
· залежить від пружних властивостей матеріалів котків і визначається дослідним шляхом. Для сталевих котків пружне ковзання незначне
·
·0,002; для текстоліту та сталі
·
· 0,01; а для гуми та сталі

·
· 0,03.
Г е о м е т p и ч н е к о в з а н н я обумовлене різницею у значеннях, а інколи і у напрямах швидкостей контактуючих точок ведучого та веденого котків. Геометричне ковзання розглянемо на прикладі контакту котків (рис. 20.3, б).
Рис.20.3,б
Ведучий коток 1 і ведений коток 2 обертаються у двох взаємно перпендикулярних площинах. При цьому циліндрична поверхня котка 1 контактує з плоскою торцевою площиною котка 2.
Колова швидкість точок на робочій поверхні котка 1 однакова на всій його ширині і дорівнює V1. Швидкість V2 різних точок поверхні веденого котка 2 змінюється пропорційно відстані цих точок від осі обертання (на краю котка V2 = V2max). Якщо буксування немає, то швидкості V1 та V2 на лінії контакту повинні бути рівними між собою. Однак у цьому прикладі рівність швидкостей можна дістати тільки для деякої однієї точки лінії контакту. Цю точку P називають полюсом кочення. Через полюс кочення проходить розрахункове коло котка 2 із діаметром d2. У всіх інших точках лінії контакту спостерігається ковзання із швидкістю Vs = V1 - V2. Швидкість ковзання у точках лінії контакту котків змінюється за модулем і напрямом (епюра Vs на рис. 20.3, б). Із зменшенням ширини котка 1 зменшується також і геометричне ковзання.
Полюс кочення P знаходиться на середині лінії контакту тільки при холостому режимі роботи. Під час роботи передачі з навантаженням полюс кочення зміщується від середини на деяку відстань. Найдосконалішими є фрикційні передачі, в яких немає геометричного ковзання.
8.1.3. Матеріали та конструкції деталей фрикційних передач
Вимоги до матеріалів фрикційних котків: високий модуль пружності для зменшення пружного ковзання та втрат потужності на перекочування котків; високий коефіцієнт тертя ковзання; висока контактна міцність та стійкість проти спрацьовування для забезпечення потрібної довговічності передачі.
Найчастіше використовують такі поєднання матеріалів для виготовлення ведучого та веденого котків: загартована сталь - загартована сталь забезпечує контактну міцність передачі та високий ККД. (сталі типу ШХ15 із термообробкою, твердість 5055 HRC. У тихохідних передачах сталі 40Х, 40XH).
Чавун - чавун (або сталь) забезпечує високу несучу здатність передачі.
Текстоліт, фібра - сталь, чавун мають широке застосування у середньо- та малонавантажених передачах. Завдяки високим значенням коефіцієнта тертя вимагають меншої сили притискання котків.
Шкіра, деревина, гума сталь, чавун використовують у малонавантажених передачах та передачах приладів. Ці матеріали мають низьку стійкість проти спрацьовування, але високий коефіцієнт тертя.
Котки фрикційних передач із неметалевих матеріалів завжди повинні працювати без змащування. Як правило, ведучий коток виготовляють із більш м'якого матеріалу, щоб запобігти місцевому спрацьовуванню (утворенню лисок) на робочій поверхні веденого котка при випадковому буксуванні.
Конструкція котків фрикційних передач. Форма котків залежить від матеріалами, з яких ці котки виготовлені.

Металеві котки (із сталі чи чавуну) виготовляють дискової форми, а котки малих діаметрів роблять суцільними разом із валом (рис. 20.4, а, б). Робочі поверхні металевих котків повинні мати малі параметри шорсткості (Ra 0,630,32).
Котки з неметалевих матеріалів виготовляють збірними насадної конструкції (рис. 20.4, в-е): маточина з чавуну або сталі призначена для закріплення дисків або кілець із гуми 1, текстоліту 2, деревини чи шкіри 3.
Натискні пристрої фрикційних передач. Притискання котків фрикційних передач можна здійснити різними способами. Спосіб притискання має суттєве значення для роботи передачі. Постійне притискання допустиме тільки у передачах, що передають постійне робоче навантаження. У передачах, із змінним навантаженням, бажано, щоб сила притискання котків змінювалася автоматично відповідно до навантаження. Довговічність та ККД таких передач більші, оскільки в цьому разі не виникають надмірні сили при передаванні малих робочих навантажень.
Ha рис. 20,5, а, б показані схеми натискних пристроїв, що забезпечують постійну силу притискання котків за допомогою стиснутої пружини і за допомогою ваги спеціального тягарця на важелі.
Гвинтовий натискний пристрій, що забезпечує автоматичне регулювання сили притискання конічних котків, показано на рис. 20.5,в. Автоматично діючого пристрою є передача із самозатяжним кільцем (рис. 20.5,г). Крім основних котків, передача має додатковий холостий ролик 1 та масивне жорстке кільце 2, що охоплює з невеликим початковим натягом усі три котки.

Геометрія та кінематика передачі. Котки конічної фрикційної передачі - це зрізані конуси, що взаємно дотикаються по спільній твірній, а вершини конусів знаходяться у точці перетину осей валів. Остання умова потрібна, щоб запобігти геометричному ковзанню в контакті котків.
Основними розмірами конічної фрикційної передачі є середні діаметри ведучого та веденого котків dm1 і dm2, зовнішня R та середня Rm конусні відстані, робоча ширина котків b, кути при вершинах конусів
·1 та
·2. Для конічної фрикційної передачі з міжосьовим кутом
· =
·1 +
·2 = 90є (рис 20.7) справедливі такі співвідношення між параметрами:
13 EMBED Equation.3 1415 (20)
13 EMBED Equation.3 1415 (21)
13 EMBED Equation.3 1415. (22)
Тут
·R = 0,20...0,30 коефіцієнт ширини котків.
Передаточне число конічної фрикційної передачі u =
·1/
·2 або u = dm2/dml. (23)
Інші співвідношення між параметрами передачі, які використовують у розрахунках [на основі виразів (20) ... (23)], такі:
13 EMBED Equation.3 1415; 13 EMBED Equation.3 1415;
13 EMBED Equation.3 1415 ; 13 EMBED Equation.3 1415 ; (20 24)
13 EMBED Equation.3 1415; 13 EMBED Equation.3 1415 .

6.2 Фрикційні варіатори
Ф p и к ц і й н і в a p і а т о p и – механічні передачі, що забезпечують плавне безступеневе регулювання швидкості обертання веденого вала при постійній швидкості обертання ведучого вала. Варіатори виготовляють для передавання невеликих потужностей (не більше ніж 2030 кВт), хоча відомі конструкції для потужностей 100 кВт і більше. Фрикційні варіатори мають застосування у приводах метало- та деревообробних верстатів, пресів, конвейєрів, у машинах хімічної, текстильної та паперової промисловості, а також у приладобудуванні.

6.2.1. Класифікація фрикційних варіаторів. За конструкцією та принципом роботи фрикційні варіатори дуже різноманітні. Умовно всі варіатори можна поділити на дві групи: варіатори з безпосереднім контактом ведучої та веденої ланки та варіатори з проміжними ланками.
Принципові схеми деяких видів фрикційних варіаторів зображені у табл. 20.2.

6.2.2. Діапазон регулювання варіаторів. Основною характеристикою варіатора є його діапазон регулювання D - це відношення максимальної кутової швидкості
·2max веденого вала до його мінімальної кутової швидкості
·2min при постійній швидкості
·1 обертання ведучого вала:
13 EMBED Equation.3 1415. (35)
Враховуючи, що 13 EMBED Equation.3 1415 та 13 EMBED Equation.3 1415, діапазон регулювання варіатора можна подати і через максимальне та мінімальне його передаточне число
13 EMBED Equation.3 1415. (36)

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1 Решетов Д. Н. Детали машин. – М. : Машиностроение, 1989. – 496 с.
2 Иванов М. Н. Детали машин : учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – М. : Высш.шк., 1991. – 383 с.
3 Курсовое проектирование деталей машин : уч. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. – М. : Машиностроение, 1988. – 416 с.
4 Иосилевич Г. Б. Детали машин. – М. : Машиностроение, 1988. – 368 с.
5 Заблонский К.И. Детали машин. – К.: Вища шк., 1985. –518с.
6 Мархель И. И. Детали машин. – М. : Машиностроение, 1977.– 446 с.
7 Сборник задач и примеров по курсу деталей машин. – М. : Машиностроение, 1974. – 286 с.
8 Приводы машин : атлас конструкций: в 5 ч. Ч. І. Редукторы и мотор-редукторы. Конструкция, параметры и основы конструирования : учеб. пособие / П. Н. Учаев и др. – К. : Вища шк., 2001. – 455 с.
9 Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. – М. : Высш. школа, 1985. – 415 с.
10 Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроите-ля. – М. : Машиностроение, 1982. – Т. 1 – 3.
11 Орлов П. И. Основы конструирования : справочно-методическое пособие : в 2 кн. / под ред. П. Н. Учаева. – изд.3-е, испр. – М. : Машиностроение, 1988.


З'єднання

Рознімні

Нерознімні

нарізні

клемові

шліцьові

шпонкові

штифтові

пресові

та інші

зварні

паяні

клеєні

заклепкові

та інші



Різь

кріпильна

циліндрична

з великим кроком

права

однозахідна

ходова

конічна (кріпильно- ущільнювальна)

ліва

з малим кроком

багатозахідна



зовнішня

внутрішня



  "JL–¤
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·–

Приложенные файлы

  • doc 17423536
    Размер файла: 1 MB Загрузок: 1

Добавить комментарий