3512

Детали машин и их взаимозаменяемость

Книга

Производство и промышленные технологии

Содержит справочно-методические материалы для выполнения курсового проекта по дисциплинам «Детали машин» и «Взаимозаменяемость». Предназначено для студентов технических специальностей педагогических университетов всех форм обучения...

Русский

2012-11-02

3.34 MB

24 чел.

Содержит справочно-методические материалы для выполнения курсового проекта по дисциплинам «Детали машин» и «Взаимозаменяемость».

Предназначено для студентов технических специальностей педагогических университетов  всех форм обучения.


ВВЕДЕНИЕ

          

Жизнь людей теперь немыслима без различных механических устройств и приспособлений (греч. "механа" – хитрость).

И хотя различные механические хитрости использовались уже в древнем Египте при строительстве пирамид, всерьёз говорить о применении машин можно лишь с эпохи промышленной революции XVIII века, когда изобретение паровой машины дало гигантский технологический рывок и сформировало современный мир в его нынешнем виде.

С тех же сложились наиболее рациональные и удобные формы их составных частей - деталей. В процессе механизации производства и транспорта в научном подходе к созданию и эксплуатации машин. Поэтому в ведущих университетах Запада уже с 30-х годов XIX века, а в Санкт-Петербургском университете с 1892 года читается самостоятельный курс "Детали Машин".

1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ КУРСА

Расположим понятия по степени сложности.

ДЕТАЛЬ – (франц. detail – кусочек) – изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций (ГОСТ 2.101-68).

ЗВЕНО – группа деталей, образующая подвижную или неподвижную относительно друг друга механическую систему тел.

СБОРОЧНАЯ ЕДИНИЦА – изделие, составные части которого подлежат соединению на предприятии-изготовителе посредством сборочных операций (ГОСТ 2.101-68).

УЗЕЛ – законченная сборочная единица, состоящая из деталей общего функционального назначения.

МЕХАНИЗМ – система деталей, предназначенная для передачи и преобразования движения.

АППАРАТ – (лат. apparatus – часть) прибор, техническое устройство, приспособление, обычно некая автономно-функциональная часть более сложной системы.

АГРЕГАТ – (лат. aggrego – присоединять) унифицированный функциональный узел, обладающий полной взаимозаменяемостью.

МАШИНА – (греч. "махина" – огромная, грозная) система деталей, совершающая механическое движение для преобразования энергии, материалов или информации с целью облегчения труда. Машина характерна наличием источника энергии и требует присутствия оператора для своего управления. Проницательный немецкий экономист К. Маркс заметил, что всякая машина состоит из двигательного, передаточного и исполнительного механизмов.

АВТОМАТ – (греч. "аутомотос" – самодвижущийся) машина, работающая по заданной программе без оператора.

РОБОТ – (чешск. robot – работник) машина, имеющая систему управления, позволяющую ей самостоятельно принимать исполнительские  решения в заданном диапазоне.

Процесс разработки машин имеет сложную, разветвлённую неоднозначную структуру и обычно называется широким термином ПРОЕКТИРОВАНИЕ – создание прообраза объекта, представляющего в общих чертах его основные параметры. Под КОНСТРУИРОВАНИЕМ некоторые авторы понимают весь процесс от идеи до изготовления машин, некоторые – лишь завершающую стадию его подготовки [14, 24, 25, 38]. Но в любом случае цель и конечный результат конструирования – создание рабочей документации (ГОСТ 2.102-68), по которой можно без участия разработчика изготавливать, эксплуатировать, контролировать и ремонтировать изделие.

Здесь также требуется дать базовые понятия:

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ – документ, составляемый совместно заказчиком и разработчиком, содержащий общее представление о назначении, технических характеристиках и принципиальном устройстве будущего изделия.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ – дополнительные или уточнённые требования к изделию, которые не могли быть указаны в техническом задании (ГОСТ 2.118-73).

ТВОРЧЕСТВО – специфическая материальная или духовная деятельность, порождающая нечто новое или новую комбинацию известного.

ИЗОБРЕТЕНИЕ – новое решение технической задачи, дающее положительный эффект.

ЭСКИЗИРОВАНИЕ – процесс создания эскиза (франц. es quisse – из размышлений), предварительного рисунка или наброска, фиксирующего замысел и содержащего основные очертания создаваемого объекта.

КОМПОНОВКА – расположение основных деталей, узлов, сборочных единиц будущего объекта.

РАСЧЁТ – численное определение усилий, напряжений и деформаций в деталях, установление условий их нормальной работы; выполняется по мере необходимости на каждом этапе конструирования.

ЧЕРТЁЖ – точное графическое изображение объекта, содержащее полную информацию об его форме, размерах и основных технических условиях изготовления.

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА – текстовый документ (ГОСТ 2.102-68), содержащий описание устройства и принципа действия изделия, а также технические характеристики, экономическое обоснование, расчёты, указания по подготовке изделия к эксплуатации.

СПЕЦИФИКАЦИЯ – текстовый табличный документ, определяющий состав изделия (ГОСТ 2.102-68).

ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ – первый этап проектирования (ГОСТ 2.119-73), когда устанавливаются принципиальные конструктивные и схемные решения, дающие общие представления об устройстве и работе изделия.

ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ – заключительный этап проектирования (ГОСТ 2.120-73), когда выявляются окончательные технические решения, дающие полное представление об изделии.

РАБОЧИЙ ПРОЕКТ – полный комплект рабочей документации (текстовой и графической ГОСТ 2.102-68; 2.106-68), в которой содержится полная информация о конструкции, изготовлении, эксплуатации и ремонте машины.  

2. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ И ЭТАПЫ РАЗРАБОТКИ МАШИН

Машины, как и другие изделия, изготавливаются только по проекту, который, в любом случае, является совокупностью графических и текстовых документов. Правила и порядок разработки, оформления и обращения этих документов устанавливается комплексом стандартов – Единой системой конструкторской документации (ЕСКД) [15].

Проектирование машин выполняют в несколько стадий, установленных ГОСТ 2.103-68. Для единичного производства это:

  1.  Разработка технического предложения по ГОСТ 2.118-73.
  2.  Разработка эскизного проекта по ГОСТ 2.119-73.
  3.  Разработка технического проекта по ГОСТ 2.120-73.
  4.  Разработка документации для изготовления изделия.
  5.  Корректировка документации по результатам изготовления и испытания изделия.

Приступая к каждому этапу конструирования необходимо чётко обозначить три позиции:

Исходные данные – информация, относящиеся к делу ("что мы имеем?").

Цель – документы, объекты ("что мы хотим получить?").

Средства достижения цели – методики проектирования, расчётные формулы, инструментальные средства, навыки, опыт ("что и как делать?").

Работа начинается с того, что заказчик и исполнитель совместно составляют (и подписывают) Техническое Задание.

Разработка Технического Предложения начинается с изучения Технического Задания. Выясняются назначение, принцип устройства и способы соединения основных сборочных единиц и деталей. Всё это сопровождается анализом научно-технической информации об аналогичных конструкциях. Выполняются кинематический расчёт, проектировочные расчёты на прочность, жёсткость, износостойкость и по критериям работоспособности. Из каталогов предварительно выбираются все стандартные изделия – подшипники, муфты и т.п. Выполняются первые эскизы, которые постепенно уточняются. Необходимо стремиться к максимальной компактности расположения и удобства монтажа-демонтажа деталей.

На стадии Эскизного Проекта выполняются уточнённые и проверочные расчёты деталей, чертежи изделия в основных проекциях, прорабатывается конструкция деталей с целью их максимальной технологичности, выбираются сопряжения деталей, прорабатывается возможность сборки-разборки и регулировки узлов, выбирается система смазки и уплотнения. Эскизный проект должен быть рассмотрен и утверждён, после чего он становится основой для Технического Проекта. При необходимости изготавливаются и испытываются макеты изделия.

Технический Проект должен обязательно содержать чертёж общего вида, ведомость технического проекта и пояснительную записку. Чертёж общего вида по ГОСТ 2.119-73 должен дать сведения о конструкции, взаимодействии основных частей, эксплуатационно-технических характеристиках и принципах работы изделия. Ведомость Технического Проекта и Пояснительная Записка, как и все текстовые документы должны содержать исчерпывающую информацию о конструкции, изготовлении, эксплуатации и ремонте изделия. Они оформляются в строгом соответствии с нормами и правилами ЕСКД (ГОСТ 2.104-68; 2.105-79; 2.106-68).

Таким образом, проект приобретает окончательный вид – чертежей и пояснительной записки с расчётами, называемыми рабочей документацией.

   

2.1. Требования к машинам и критерии их качества

 Требования к машинам можно условно разделить на группы [19, 37]:

  •  технологические требования;
    •  экономические требования;
      •  эксплуатационные требования.

Качество закладывается на стадии проектирования, обеспечивается на стадии производства и поддерживается в процессе эксплуатации.

Степень соответствия требованиям характеризуют критерии качества (греч. "крит эрион" – узкое место) – некие конкретные параметры (греч. "пара мэтрос" – измеряемый), т.е. измеряемые или вычисляемые величины.

Основные требования к деталям и машинам.

ТЕХНОЛОГИЧНОСТЬ – изготовление изделия при минимальных затратах труда, времени и средств при полном соответствии своему назначению.

ЭКОНОМИЧНОСТЬ – минимальная стоимость производства и эксплуатации.

РАБОТОСПОСОБНОСТЬ – состояние объекта, при котором он способен выполнять заданные функции.

НАДЁЖНОСТЬ – свойство объекта сохранять во времени способность к выполнению заданных функций (ГОСТ 27.002-83).

Основными критериями качества машин считают:

МОЩНОСТЬ – скорость преобразования энергии;

ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ – объём работы (продукции, информации), выполняемой в единицу времени;

КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ – доля дошедшей до потребителя энергии (мощности);

ГАБАРИТЫ – предельные размеры;

ЭНЕРГОЁМКОСТЬ - расход топлива или электричества отнесённый к объёму работы (пройденному расстоянию, произведённой продукции);

МАТЕРИАЛОЁМКОСТЬ – количество конструкционного материала машины, обычно отнесённого к единице мощности;

ТОЧНОСТЬ – способность максимально соответствовать заданному положению (скорости и т.п.);

ПЛАВНОСТЬ ХОДА – минимальные ускорения при работе машины.

2.2. Условия нормальной работы деталей и машин

 

Успешная работа деталей и машин заключается в обеспечении работоспособности и надёжности.

РАБОТОСПОСОБНОСТЬ деталей и машин определяется как свойство выполнять свои функции с заданными показателями и характеризуется следующими критериями:

ПРОЧНОСТЬ – способность детали сопротивляться разрушению или необратимому изменению формы (деформации);

ЖЁСТКОСТЬ – способность детали сопротивляться любой деформации;

ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ – способность сохранять первоначальную форму своей поверхности, сопротивляясь износу;

ТЕПЛОСТОЙКОСТЬ – способность сохранять свои свойства при действии высоких температур;

ВИБРОУСТОЙЧИВОСТЬ – способность работать в нужном диапазоне режимов без недопустимых колебаний.

НАДЁЖНОСТЬ определяется как свойство детали и машины выполнять свои функции, сохраняя заданные показатели в течение заданного времени и, по существу, выражает собой перспективы сохранения работоспособности [30, 33].

 В процессе работы  возникают отказы – утрата  работоспособности вследствие разрушения деталей или нарушения их правильного взаимодействия. Отказы бывают полные и частичные; внезапные (поломки) и постепенные (износ, коррозия); опасные для жизни; тяжёлые и лёгкие; устранимые и неустранимые; приработочные (возникают в начале эксплуатации) и связанные с наличием дефектных деталей; отказы по причине износа, усталости и старения материалов.

Надёжной можно считать машину, имеющую следующие свойства.

БЕЗОТКАЗНОСТЬ – способность сохранять свои эксплуатационные показатели в течение заданной наработки без вынужденных перерывов.

ДОЛГОВЕЧНОСТЬ – способность сохранять заданные показатели до предельного состояния с необходимыми перерывами для ремонтов и технического обслуживания.

РЕМОНТОПРИГОДНОСТЬ – приспособленность изделия к предупреждению, обнаружению и устранению отказов и неисправностей посредством техобслуживания и ремонта.

СОХРАНЯЕМОСТЬ – способность сохранять требуемые эксплуатационные показатели после установленного срока хранения и транспортирования.

Надёжность трудно рассчитать количественно, она обычно оценивается как вероятность безотказной работы на основании статистики эксплуатации группы идентичных машин.

 ПРОЧНОСТЬ ЯВЛЯЕТСЯ ВАЖНЕЙШИМ КРИТЕРИЕМ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И НАДЁЖНОСТИ. Невыполнение условия прочности автоматически делает бессмысленными все другие требования и критерии качества машин [5, 26, 30, 36].

2.3. Общие принципы прочностных расчётов [5, 12, 35].

Различают проектировочные и проверочные расчёты.

Проектировочный расчёт выполняется, когда по ожидаемым нагрузкам, с учётом свойств материала определяются геометрические параметры деталей.

Проверочный расчёт выполняют, когда известна вся "геометрия" детали и максимальные нагрузки, а с учётом свойств материала определяются максимальные напряжения, которые должны быть меньше допускаемых.

Математическая  формулировка условия прочности любой детали очень проста:

  [],        [] .

Или, говоря  техническим языком:  

 

Допускаемые напряжения следует принимать меньше предельных, "с запасом":                                          [σ] = σпредельное / n,

где n - коэффициент запаса (обычно 1,2  n  2,5), выбирается из справочных нормативов, либо вычислен с учётом точности определения нагрузок, однородности материала и специфических требований к надёжности машин.

3. КЛАССИФИКАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН [1,10,11].

  •  ПЕРЕДАЧИ передают движение от источника к потребителю.
  •  ВАЛЫ и ОСИ несут на себе вращающиеся детали передач.
  •  ОПОРЫ служат для установки валов и осей.
  •  МУФТЫ соединяют между собой валы и передают вращающий момент.
  •  СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ (СОЕДИНЕНИЯ) соединяют детали между собой.
  •  УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ смягчают вибрацию и удары, накапливают энергию, обеспечивают постоянное сжатие деталей.
  •  КОРПУСНЫЕ ДЕТАЛИ организуют внутри себя пространство для размещения всех остальных деталей, обеспечивают их защиту.

  

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

  •  Каковы место и роль машин в современном обществе ?
  •  Какие учебные дисциплины непосредственно служат базой для курса "Детали машин и основы конструирования" ?
  •  В чём заключается разница между проектированием и конструированием?
  •  Какие правила и нормы регламентируются Единой Системой Конструкторской Документации ?
  •  Кем формулируется и составляется Техническое Задание ?
  •  Какие документы являются результатом конструирования ?
  •  Какие группы требований предъявляются к машинам ?
  •  Каковы основные требования к деталям и машинам ?
  •  Каковы основные критерии качества деталей и машин ?
  •  Что такое работоспособность и каковы её критерии ?
  •  Что такое надёжность и каковы её критерии ?
  •  Что является главнейшим критерием работоспособности и надёжности ?
  •  В чём заключается общее условие прочности деталей машин ?
  •  В чём разница между проектировочным и проверочным расчётами ?
  •  Каковы основные группы деталей машин общего назначения ?

4. ПЕРЕДАЧИ   [6,10]

Механическими передачами или просто передачами называются механизмы, которые преобразуют параметры движения  от двигателя к исполнительным органам машины [1,10].

Механическая энергия передаётся, как правило, с преобразованием скоростей и вращающих моментов, а иногда с преобразованием вида и закона движения.

Передачи по принципу работы разделяются на:

  •  Передачи зацеплением:
  •  с непосредственным контактом  (зубчатые и червячные);
  •  с гибкой связью (цепные, зубчато-ременные).
  •  Передачи трением (сцеплением трущихся поверхностей):
  •  с непосредственным контактом поверхностей (фрикционные);
  •  с гибкой связью (ременные).

4.1. ПЕРЕДАЧИ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ [1].

4.1.1. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Передают вращающий момент между параллельными валами.

          Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.

Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс  уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных передачах.

Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.

Передаточное отношение U определяется соотношением угловых скоростей (ω) или частот вращения (n) ведомого и ведущего колёс     U = ω1 / ω2 = n1 / n2.

Здесь и далее индексы 1 и 2 расставлены в порядке передачи механической энергии 1- ведущее (шестерня), 2- ведомое (колесо). Учитывая, что в зацепление входят колёса с одинаковым  модулем (ГОСТ 9563-60), можно задавшись числом зубьев шестерни Z1 найти число зубьев колеса             

Z2 = U * Z1.

Передаточное число U ограничено габаритами зубчатой передачи.

Его рекомендуется принимать в диапазоне  от 2  до 6.  Нормальный ряд  значений U стандартизирован в ГОСТ 2185-66.

Ширина колеса задаётся  обычно коэффициентом ширины a= b / Aw  ,      где  b – ширина венца; Aw – межосевое  расстояние (ГОСТ 2185-66).

Критерии расчёта эвольвентных зубьев

Поскольку колёса в зацеплении взаимодействуют своими зубьями, то весьма часто в эксплуатации наблюдаются различные повреждения их рабочих поверхностей.

Усталостное выкрашивание является наиболее серьёзным и распространённым дефектом поверхности зубьев даже для закрытых хорошо смазываемых и защищённых от загрязнения передач.  

На рабочих  поверхностях появляются небольшие углубления, которые затем превращаются в раковины. Выкрашивание носит усталостный характер и вызвано контактными напряжениями, которые изменяются по отнулевому пульсирующему циклу. Выкрашивание приводит к  повышению контактного давления и нарушению работы передачи. В открытых передачах поверхностные слои истираются раньше, чем в них появляются усталостные трещины, поэтому выкрашивание появляется весьма редко.

Для предупреждения выкрашивания необходимо повышать твёрдость материала  термообработкой либо повышать степень точности передачи, а также правильно назначать размеры из расчёта на усталость по контактным напряжениям.

 Абразивный износ является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. Это, в первую очередь, открытые передачи, а также закрытые, но находящиеся в засорённой среде: в горных, дорожных, строительных, транспортных машинах. У изношенных передач повышаются зазоры в зацеплении и, как следствие, усиливаются шум, вибрация, динамические перегрузки; искажается форма зуба; уменьшаются размеры поперечного сечения, а значит и прочность зуба. Основные меры предупреждения износа – повышение твёрдости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел. В расчёте на контактную выносливость абразивный износ учитывается занижением допускаемых контактных напряжений.

Заедание происходит в высоконагруженных и высокоскоростных передачах. В месте контакта зубьев возникает повышенная температура, приводящая к молекулярному сцеплению металла с последующим отрывом. Вырванные частицы затем царапают трущиеся поверхности.

Обычно заедания происходят вследствие выдавливания масляной плёнки между зубьев при совместном действии высоких давлений и скоростей.

Меры предупреждения здесь те же, что и при абразивном износе. Рекомендуется также фланкирование зубьев, правильный выбор сорта масла  и его охлаждение.

Другой, реже встречающийся, но не менее опасный вид поломок – излом зуба. Такая поломка связана с напряжениями изгиба, также имеющими отнулевой пульсирующий характер. Излом зуба может привести к весьма тяжким последствиям вплоть до разрушения валов и подшипников, а иногда и всего механизма. Для предупреждения излома проводится расчёт зуба по напряжениям изгиба. Такой расчёт для закрытых передач выполняется в качестве проверочного после расчёта на контактные напряжения. Для открытых передач, где высока вероятность случайных перегрузок,  этот расчёт выполняется как проектировочный.

Усталостное выкрашивание, абразивный износ и заедание обусловлены поверхностной прочностью, а излом – объёмной прочностью зубьев.

Поскольку поверхностные повреждения – главный вид поломок для закрытых передач, то  расчёт на контактную выносливость выполняют в качестве проектировочного; расчёт на изгиб – в качестве проверочного. Для открытых передач всё наоборот, т.к. режим работы временный или даже разовый, а перегрузки значительные.

Для выполнения расчётов на поверхностную и объёмную прочность рассмотрим силы в зубчатом зацеплении.

Силы в зубчатом зацеплении

Фактически,  движение передаётся зубчатым зацеплением посредством силы нормального давления в точке контакта зубьев  Fn , которая определяется, как интеграл от контактных напряжений к по всей площади   S  контакта зубьев Fn = ∫s(к) dS.

Однако этот интеграл вычислить практически невозможно, т.к. неизвестен точный вид функции к.

Используют другой приём:  ещё неизвестную силу нормального давления Fn  сначала раскладывают на три ортогональных проекции:

  •  осевую силу Fa , направленную параллельно оси колеса;  
  •  радиальную силу  Fr , направленную по радиусу к центру колеса;
  •  окружную силу  Ft , направленную касательно к делительной окружности.

Легче всего вычислить силу Ft , зная передаваемый  вращающий момент Мвр и делительный диаметр dw       

Ft  =  2MВр  /  dw.

Радиальная сила  вычисляется, зная угол зацепления w                  

Fr = Ft tgw.

Осевая сила вычисляется через окружную силу и угол наклона зубьев

Fa = Ft  tg.

Наконец, если необходимо, зная все проекции, можно вычислить и модуль нормальной силы               Fn = (Fa2 +  Fr2 +  Ft2)½ = Ft /(cosαw cosβ).            

Нормальная сила распределена по длине контактной линии, поэтому, зная длину l     контактной линии, можно вычислить удельную погонную нормальную нагрузку             qn = Fn / lΣ    Ft /(b εαkε cosαw cosβ),       

где    - коэффициент перекрытия, k - отношение минимальной длины контактной линии к средней.

Для двух цилиндрических колёс в зацеплении одноимённые силы равны, но противоположны. Окружная сила для шестерни противоположна направлению вращения, окружная сила для колеса направлена в сторону вращения.

 

Расчёт зубьев на контактную выносливость

Аналитическими методами теории прочности можно получить точное решение для вычисления напряжений в контакте двух эвольвентных профилей. Однако это слишком усложнит задачу, поэтому на малой площадке контакта геометрия эвольвентных профилей  корректно подменяется контактом двух цилиндров. Для этого случая  используют формулу Герца-Беляева:

Здесь Епр – приведённый модуль упругости материалов шестерни и колеса

Епр = 2 Е1 Е2 / ( Е1 + Е2),

пр – приведённый радиус кривизны зубьев

1/пр  =  1/1    1/2,    1,2 = 0,5dW 1,2 sin  W ,             

- коэффициент Пуассона,  qn  - удельная погонная нормальная нагрузка, []HE  - допускаемые контактные напряжения с учётом фактических условий работы.

Расчёт зубьев на контактную выносливость для закрытых передач (длительно работают на постоянных режимах без перегрузок) выполняют как проектировочный. В расчёте задаются передаточным отношением, которое зависит от делительных диаметров и определяют межосевое расстояние  Аw (или модуль m), а через него и все геометрические параметры зубьев. Для открытых передач контактные дефекты не характерны и этот расчёт выполняют, как проверочный, вычисляя контактные напряжения и сравнивая их с допускаемыми.

Расчёт зубьев на изгиб

Зуб представляют как консольную балку переменного сечения,  нагруженную окружной и радиальной силами (изгибом от осевой силы пренебрегают). При этом окружная сила стремится изогнуть зуб, вызывая максимальные напряжения изгиба в опасном корневом сечении, а радиальная сила сжимает зуб, немного облегчая его напряжённое состояние.

A = изг А  - сжатия А.

Напряжения сжатия вычитаются из напряжений изгиба. Учитывая, что напряжения изгиба в консольной балке равны частному от деления изгибающего момента Mизг на момент сопротивления корневого сечения зуба W,  а напряжения сжатия это сила Fr,  делённая на площадь корневого сечения зуба,  получаем:

.

Здесь b – ширина зуба, m – модуль зацепления, YH – коэффициент прочности зуба.

Иногда используют понятие коэффициента формы зуба     YFH  = 1 / YH.

Таким образом, получаем в окончательном виде условие прочности зуба на изгиб : A  =  qn YH  / m []FE .  Полученное уравнение решают, задавшись свойствами выбранного материала.

Допускаемые напряжения на изгиб (индекс F) и контактные (индекс H) зависят от свойств материала, направления приложенной нагрузки и числа циклов наработки передачи            []FE = []F  KF KFC / SF;   []HE = []H KH / SH.

Здесь  []F и [ ]H – соответственно пределы изгибной и контактной выносливости; SF и SH – коэффициенты безопасности, зависящие от термообработки материалов; KFC учитывает влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивных передач; KF  и KH  - коэффициенты долговечности, зависящие от соотношения фактического и базового числа циклов наработки.  Фактическое число циклов наработки находится произведением частоты вращения колеса и  срока его службы в минутах. Базовые числа циклов напряжений зависят от материала и термообработки зубьев. [3].

Расчёт зубьев на изгиб для открытых передач (работают на неравномерных режимах с перегрузками) выполняют, как проектировочный. В расчёте задаются прочностными характеристиками материала и определяют модуль m, а через него и все геометрические параметры зубьев. Для закрытых передач излом зуба не характерен и этот расчёт выполняют, как проверочный, сравнивая изгибные напряжения с допускаемыми [42].

4.1.2. ПЛАНЕТАРНЫЕ  ЗУБЧАТЫЕ  ПЕРЕДАЧИ

Планетарными называют передачи, имеющие зубчатые колёса с перемещающимися осями [8,29]. Эти подвижные колёса подобно планетам Солнечной системы вращаются вокруг своих осей и одновременно перемещаются вместе с осями, совершая плоское движение,  называются они сателлитами (лат. satellitum – спутник). Подвижные колёса катятся по центральным колёсам (их иногда называют солнечными колёсами), имея с ними внешнее, а с корончатым колесом внутреннее зацепление. Оси сателлитов закреплены в водиле и вращаются вместе с ним вокруг центральной оси.

Планетарные передачи имеют ряд преимуществ перед обычными:

  •  большие передаточные отношения при малых габаритах и массе;
  •  возможность сложения или разложения механической мощности;
  •  лёгкое управление и регулирование скорости;
  •  малый шум вследствие замыкания сил в механизме.

В планетарных передачах широко применяют внутреннее зубчатое зацепление с углом w = 30о.

Для обеспечения сборки планетарных передач необходимо соблюдать условие соосности (совпадение геометрических центров колёс); условие сборки (сумма зубьев центральных колёс кратна числу сателлитов) и соседства (вершины зубьев сателлитов не соприкасаются друг с другом).  

Зубчатые колёса планетарных передач рассчитываются по тем же законам, что и колёса обычных цилиндрических передач [39].

4.1.3. ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Представляют собой цилиндрические передачи, где одно из колёс имеет гибкий венец. Этот гибкий венец деформируется генератором волн специальной некруглой формы и входит в зацепление с центральным колесом в двух зонах [17].

Идея волновых передач заключается в наличии нескольких пар зацепления, которые ещё и перемещаются по окружности, за счёт чего достигается огромное передаточное отношение (обычно U  60  300, известны конструкции с U > 1000). И это в одной ступени!

Принцип работы волновой передачи аналогичен работе планетарной передачи с внутренним зацеплением и деформируемым сателлитом.

Такая передача была запатентована американским инженером Массером в 1959 г.

Волновые передачи имеют меньшие массу и габариты, большую кинематическую точность, меньший мёртвый ход, высокую вибропрочность за счёт демпфирования (рассеяния энергии) колебаний, создают меньший шум.

При необходимости такие передачи позволяют передавать движение в герметичное пространство без применения уплотняющих сальников, что особенно ценно для авиационной, космической и подводной техники, а также для машин химической промышленности. К недостаткам волновых передач относятся:

  •  ограниченные обороты ведущего вала (во избежание больших центробежных сил инерции некруглого генератора волн);
  •  мелкие модули зубьев (1,5 – 2 мм);
  •  практически индивидуальное, дорогостоящее, весьма трудоёмкое изготовление гибкого колеса и генератора.

Основные виды поломок волновых передач:

  •  разрушение подшипника генератора волн от нагрузки в зацеплении;
  •  проскакивание генератора волн при больших вращающих моментах, когда зубья на входе в зацепление упираются друг в друга вершинами;
  •  поломка гибкого колеса от трещин усталости (особенно при U < 80);
  •  износ зубьев на концах;
  •  пластические деформации боковых поверхностей зубьев при перегрузках.

Расчёт волновых зубчатых передач отличается от расчёта обычных зубчатых передач тем, что учитывается деформация гибкого венца и генератора [40].

За критерий работоспособности обычно принимают допускаемые напряжения смятия    ; ,

где d – коэффициент ширины гибкого венца; d – делительный диаметр гибкого венца.

4.1.4. ЗАЦЕПЛЕНИЯ НОВИКОВА

Итак, основной недостаток зубчатых передач с эвольвентным профилем (цилиндрических, конических, планетарных, волновых) – высокие контактные напряжения в зубьях. Они велики потому, что контактируют два зуба с выпуклыми профилями. При этом площадка контакта очень мала, а контактные напряжения соответственно высоки. Это обстоятельство сильно ограничивает "несущую способность" передач, т.е. не позволяет передавать большие вращающие моменты.

Решая проблемы проектирования тяжёлых тихоходных машин, таких как трактора и танки, М.Л. Новиков в 1954 году разработал зацепления, в которых выпуклые зубья шестерни зацепляются с вогнутыми зубьями колеса.

К тому же выпуклый и вогнутый профили (обычно круговые) имеют близкие по абсолютной величине радиусы кривизны. За счёт этого получается большая площадка контакта, контактные напряжения уменьшаются и появляется возможность передавать  примерно в 1,4  1,8 раза большие вращающие моменты.  

К сожалению, при этом приходится пожертвовать основным достоинством эвольвентных зацеплений – качением профилей зубьев друг по другу и соответственно получить высокое трение  в  зубьях. Однако для тихоходных машин это не так важно.

Рабочие боковые поверхности зубьев представляют собой круговинтовые поверхности, поэтому передачи можно называть круговинтовыми. В дальнейшем был разработан вариант передачи с двумя линиями зацепления.

 

В ней зубья каждого колеса имеют вогнутые ножки и выпуклые головки. Передачи с двумя линиями зацепления обладают большей несущей способностью, менее чувствительны к смещению осей, работают с меньшим шумом и более технологичны. Эти передачи успешно применяются при малых числах зубьев (Z1 < 10) и дают достаточную жёсткость шестерён при их большой относительной ширине.

Зацепления Новикова в редукторах применяют вместо перехода на колёса с твёрдыми поверхностями.

Расчёт передач Новикова на контактную прочность проводят на основе формулы Герца-Беляева, учитывая экспериментально установленный факт, что несущая способность передач при прочих равных условиях обратно пропорциональна синусу угла наклона зубьев. Кроме того, в расчёте немного завышаются допускаемые напряжения.

Передачи бывают однопарные, применяемые в редукторах общего назначения и многопарные, получаемые за счёт увеличения осевого размера и применяемые в прокатных станах, редукторах турбин и т.п.

4.1.5.         КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Передают вращающий момент между валами с пересекающимися осями (чаще всего под углом 900). Их зубья бывают прямыми, косыми, круговыми и обычно имеют эвольвентный профиль.

И хотя, конические колёса сложнее цилиндрических как по своей геометрии, так и в изготовлении, принципы силового взаимодействия, условия работы, а следовательно, и методика расчёта аналогичны цилиндрическим.

Здесь мы рассмотрим только отличительные особенности расчёта конических колёс.

Сначала конструктор выбирает внешний окружной модуль mte, из которого рассчитывается вся геометрия зацепления, в частности, нормальный модуль в середине зуба       mnm= mte (1 – 0,5 b/Re),

где Re – внешнее конусное расстояние.

Силы в конической передаче действуют аналогично цилиндрической, однако следует помнить, что из-за перпендикулярности осей радиальная сила на шестерне аналогична осевой силе для колеса и наоборот, а окружная сила при переходе от шестерни к колесу только меняет знак                                              

                   ;           .

 Прочностные расчёты конических колёс [45] проводят аналогично цилиндрическим, по той же методике [3]. Из условия контактной выносливости определяют внешний делительный диаметр dwe, из условия прочности на изгиб находят нормальный модуль в середине зуба mnm. При этом в расчёт принимаются воображаемые эквивалентные колёса с числами зубьев Zэ1,2 =Z1,2  / cos1,2 и диаметры dэ1,2 = mte Z1,2  / cos1,2. Здесь Z1, Z2, - фактические числа зубьев конических колёс. При этом числа Zэ1,2 могут быть дробными.

В эквивалентных  цилиндрических колёсах [32] диаметр начальной окружности и модуль соответствуют среднему сечению конического зуба,  вместо межосевого расстояния берётся среднее конусное расстояние [45], а профили эквивалентных зубьев  получают развёрткой дополнительного конуса на плоскость.

4.1.6.         ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Червячная передача  имеет перекрещивающиеся оси валов, обычно под углом 90. Она состоит из червяка – винта с трапецеидальной резьбой и зубчатого червячного колеса с зубьями соответствующей специфической формы.

Движение в червячной передаче преобразуется по принцпу винтовой пары. Изобретателем червячных передач  считают Архимеда.

 

Достоинства червячных передач:

  •  большое передаточное отношение (до 80);
  •  плавность и бесшумность хода.

В отличие от эвольвентных зацеплений, где преобладает контактное качение, виток червяка скользит по зубу колеса. Следовательно, червячные передачи имеют "по определению" один фундаментальный недостаток: высокое трение в зацеплении. Это ведёт к низкому КПД  (на 20-30% ниже, чем у зубчатых), износу, нагреву и необходимости применять дорогие антифрикционные материалы.

Кроме того, помимо достоинств и недостатков, червячные передачи имеют важное свойство: движение передаётся только от червяка к колесу, а не наоборот. Никакой вращающий момент, приложенный к колесу, не заставит вращаться червяк. Именно поэтому червячные передачи находят применение в подъёмных механизмах, например в лифтах. Там электродвигатель соединён с червяком, а трос пассажирской кабины намотан на вал червячного колеса  во избежание самопроизвольного опускания или падения.

Это свойство не надо путать с реверсивностью механизма. Ведь направление вращения червяка может быть любым, приводя либо к подъёму, либо к спуску той же лифтовой кабины.

Передаточное отношение червячной передачи находят аналогично цилиндрической                  U = n1 / n2  =  Z2 / Z1.

Здесь Z2 – число зубьев колеса, а роль числа зубьев шестерни Z1 выполняет число заходов червяка, которое обычно бывает равно 1,  2,  3  или 4.

Очевидно, что однозаходный червяк даёт наибольшее передаточное отношение, однако наивысший КПД достигается при многозаходных червяках, что связано с уменьшением трения за счёт роста угла трения.

Основные причины выхода из строя червячных передач:

  •  поверхностное выкрашивание и схватывание;
  •  излом зуба.

Это напоминает характерные дефекты зубчатых передач, поэтому  и расчёты проводятся аналогично [44].

В осевом сечении червячная пара фактически представляет собой прямобочное реечное зацепление, где радиус кривизны боковой поверхности "рейки" (винта червяка) 1 равен бесконечности и, следовательно, приведённый радиус кривизны равен радиусу кривизны зуба колеса  

    пр  = 2.

Далее расчёт проводится по формуле Герца-Беляева. Из проектировочного расчёта находят  осевой модуль червяка, а по нему и все геометрические параметры зацепления.

Особенность расчёта на изгиб состоит в том, что принимается эквивалентное число зубьев   Zэкв = Z2 / cos3,  где  - угол подъёма витков червяка.

Вследствие нагрева, вызванного трением, червячные передачи нуждаются также и в тепловом расчёте. Практика показывает, что механизм опасно нагревать выше 95оС. Допускаемая температура назначается 65 oC.

Уравнение для теплового расчёта составляется из баланса тепловой энергии, а именно: выделяемое червячной парой тепло должно полностью отводиться в окружающую среду

Qвыделяемое =  Qотводимое.

Решая это уравнение, находим температуру редуктора, передающего заданную мощность N

t = [860N(1-η)] / [KT S(1-Ψ)] + to.

где KT – коэффициент теплоотдачи, S – поверхность охлаждения (корпус), to – температура окружающей среды, – коэффициент теплоотвода в пол.

В случае, когда расчётная температура превышает допускаемую, то следует предусмотреть отвод избыточной теплоты. Это достигается оребрением редуктора, искусственной вентиляцией, змеевиками с охлаждающей жидкостью в масляной ванне и т.д.

Оптимальная пара трения это "сталь по бронзе". Поэтому при стальном червяке червячные колёса должны выполняться из бронзовых сплавов. Однако цветные металлы дороги и поэтому из бронзы выполняется лишь зубчатый венец, который крепится на сравнительно дешёвой стальной ступице. Таким образом, червячное колесо - сборочная единица, где  самые популярные способы крепления венца это либо центробежное литьё в кольцевую канавку ступицы; либо крепление венца к ступице болтами за фланец; либо посадка с натягом и стопорение винтами для предотвращения взаимного смещения венца и ступицы.

Крепление венца к ступице должно обеспечивать фиксацию как от проворота (осевая сила червяка = окружной силе колеса), так и от осевого "снятия" венца (окружная сила червяка = осевой силе колеса).

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

  •  Каково назначение передач в машинах ?
  •  Каковы области применения прямозубых и косозубых передач ?
  •  Каковы сравнительные достоинства прямозубых и косозубых колёс ?
  •  Как определяется передаточное отношение  и передаточное число ?
  •  Каковы главные виды разрушений зубчатых колёс ?
  •  Какие силы действуют в зубчатом зацеплении ?
  •  Какие допущения принимаются при расчёте зубьев на контактную прочность ?
  •  По какой расчётной схеме выполняется расчёт зубьев на изгиб ?
  •  В чём заключаются достоинства и недостатки планетарных передач ?
  •  Для чего созданы волновые передачи и в чём заключается принцип их работы ?
  •  В чём заключаются достоинства и недостатки волновых передач ?
  •  Для чего созданы зацепления Новикова и в чём заключается принцип конструкции их зубьев ?
  •  В чём заключаются достоинства и недостатки зацеплений Новикова ?
  •  В чём заключается принцип конструкции червячной передачи ?
  •  Каковы достоинства и недостатки червячных передач ?
  •  Какое свойство червячной передачи отличает её от других передач ?
  •  Каковы основные причины поломок червячных передач ?
  •  Из каких условий находят температуру червячной передачи ?
  •  Какие методы могут применяться для снижения температуры червячной передачи ?
  •  Какие материалы должны применяться для червячной передачи ?
  •  Каковы особенности конструкции червячных колёс ?

4.2. ПЕРЕДАЧИ  ТРЕНИЕМ   (сцеплением)

4.2.1.         ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Передают движение за счёт сил трения (лат. frictio – трение). Простейшие передачи состоят из двух цилиндрических или конических роликов - катков.

Главное условие работы передачи состоит в том, что момент сил  трения между катками должен быть больше передаваемого вращающего момента.

Передаточное отношение цилиндрической фрикционной передачи определяют как отношение частот вращения или диаметров тел качения.

U = n1/n2=D2/[D1(1-)],

где ε – коэффициент скольжения (0,05 - для передач "всухую";  0,01 – для передач со смазкой и большими передаточными отношениями).

Для конической передачи – вместо диаметров берут  углы конусов.

Фрикционные передачи выполняются либо с постоянным, либо с регулируемым  передаточным отношением (вариаторы).

Передачи с постоянным передаточным отношением  применяются редко, главным образом, в кинематических цепях приборов, например, магнитофонов и т.п. Они уступают зубчатым передачам в несущей способности. Зато фрикционные вариаторы применяют как в кинематических, так и в силовых передачах для бесступенчатого регулирования скорости. Зубчатые передачи не позволяют такого регулирования.

Достоинства фрикционных передач:

  •  простота тел качения;
  •  равномерность вращения, что удобно для приборов;
  •  возможность плавного регулирования скорости;
  •  отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи. 

Недостатки фрикционных передач:

  •  потребность в прижимных устройствах;
  •  большие нагрузки на валы, т.к. необходимо прижатие дисков;
  •  большие потери на трение;
  •  повреждение катков при пробуксовке;
  •  неточность передаточных отношений из-за пробуксовки.

Основными видами поломок фрикционных передач являются:

  •  усталостное выкрашивание (в передачах с  жидкостным трением смазки, когда износ сводится к минимуму);
  •  износ (в  передачах без смазки);
  •  задир поверхности при пробуксовке.

Поскольку всё это следствие высоких контактных напряжений сжатия, то  в качестве проектировочного выполняется расчёт по допускаемым контактным напряжениям [29]. Здесь применяется формула Герца-Беляева, которая, собственно говоря, и была выведена для этого случая.  Исходя из допускаемых контактных напряжений, свойств материала и передаваемой мощности определяются диаметры фрикционных колёс

Основные требования к материалам фрикционных колёс:

  •  высокая износостойкость и поверхностная прочность;
  •  высокий коэффициент  трения (во избежание больших сил сжатия);
  •  высокий модуль упругости (чтобы площадка контакта, а значит и потери на трение были малы).

Наиболее пригодными оказываются шарикоподшипниковые стали типа ШХ15 или 18ХГТ, 18Х2Н4МА.

Разработаны специальные фрикционные пластмассы с асбестовым и целлюлозным наполнителем, коэффициент трения которых достигает 0,5. Широко применяется текстолит.

Более надёжны передачи, у которых ведущий каток твёрже, чем ведомый, т.к. тогда при пробуксовке не образуются лыски.

Применяются обрезиненные катки, однако их коэффициент трения падает с ростом влажности воздуха.

Для крупных передач применяют прессованный асбест, прорезиненную ткань и кожу.

4.2.2.          РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Являются разновидностью фрикционных передач, где движение передаётся посредством специального кольцевого замкнутого ремня.

Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания.

Ремни имеют различные сечения:

а) плоские, прямоугольного сечения;

б) трапециевидные, клиновые;

в) круглого сечения;

г) поликлиновые.

Наибольшее распространение имеют плоские и клиновые ремни. Плоские ремни применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба, а клиновые имеют повышенную тяговую способность. Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива.

В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение  между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.

Достоинства ременных передач:

  •   передача движения на средние расстояния;
  •   плавность работы и бесшумность;
  •   возможность работы при высоких оборотах;
  •   дешевизна.

Недостатки ременных передач:

  •  большие габариты передачи;
  •  неизбежное проскальзывание ремня;
  •  высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;
  •  потребность в натяжных устройствах;
  •  опасность попадания масла на ремень;
  •  малая долговечность при больших скоростях.

Основные критерии расчёта ременных передач:

  •  тяговая способность или прочность сцепления ремня со шкивом;
  •  долговечность ремня.

Если не будет выдержано первое условие, ремень начнёт буксовать, если не выполнить второе – ремень быстро разорвётся. Поэтому основным расчётом ременных передач является расчёт по тяговой способности. Расчёт на долговечность выполняется, как проверочный [24,25,29].

Для создания трения ремень надевают с предварительным натяжением Fo. В покое или на холостом ходу ветви ремня натянуты одинаково. При передаче вращающего момента Т1 натяжения в ветвях перераспределяются: ведущая ветвь натягивается до силы F1, а натяжение ведомой ветви уменьшается до F2. Составляя уравнение равновесия моментов относительно оси вращения имеем T1 + F1D1/2 – F2D2/2 = 0  или  F1 F2 = Ft, где Ft – окружная сила на шкиве Ft  = 2T1/D1.

Общая длина ремня не зависит от нагрузки [16], следовательно, суммарное натяжение ветвей остаётся постоянным: F1 + F2 = 2Fo. Таким образом, получаем систему двух уравнений c тремя неизвестными:

                            F1 = Fo + Ft/2;  F2 = Fo – Ft/2.

Эти уравнения устанавливают изменение натяжения ветвей в зависимости от нагрузки Ft, но не показывают нам тяговую способность передачи, которая связана с силой трения между ремнём и шкивом. Такая связь установлена Л.Эйлером с помощью дифференциального анализа.

Рассмотрим элементарный участок ремня . Для него dR – нормальная реакция шкива на элемент ремня, fdR – элементарная сила трения. По условию равновесия суммы моментов

    rF + rfdRr(F + dF) = 0.

Сумма горизонтальных проекций сил:

dRFsin(/2)(F+dF)sin(/2) = 0.

Отбрасывая члены второго порядка малости и помня, что синус бесконечно малого угла равен самому углу, Эйлер получил простейшее дифференциальное уравнение:                         dF/F = f .

Интегрируя  левую часть этого уравнения в пределах от   F1 до F2, а правую часть в пределах угла обхвата ремня получаем:       F1 = F2 e  .

Теперь стало возможным найти все неизвестные силы в ветвях ремня:

F1 = Ft e /(e-1);    F2 = Ft /(e-1);     Fo = Ft (e+1) / 2(e-1).

Полученные формулы устанавливают связь натяжения ремней с передаваемой  нагрузкой  Ft , коэффициентом трения f  и углом обхвата α. Они позволяют вычислить минимальное предварительное натяжение ремня Fo, при котором уже станет возможной передача требуемого вращающего усилия Ft.

Нетрудно увидеть, что увеличение f  и α улучшает работу передачи. На этом основаны идеи клиноременной передачи (повышается f) и натяжных роликов (повышается α).

При круговом движении ремня на него действует центробежная сила

Fv = ρSv2, где S - площадь сечения ремня. Центробежная сила стремится оторвать ремень от шкива и тем самым понижает нагрузочную способность передачи.

В ремне действуют следующие напряжения:

  •  предварительное напряжение (от силы натяжения Fo) o = Fo / S;
    •  "полезное" напряжение (от полезной нагрузки Ft) п = Ft / S;
      •  напряжение изгиба и = δ Е / D (δ – толщина ремня, Е – модуль упругости ремня, D – диаметр шкива);
        •  напряжения от центробежных сил v = Fv / S.

Наибольшее суммарное напряжение возникает в сечении ремня в месте его набегания на малый шкив max = o + п + и + v.

При этом напряжения изгиба не влияют на тяговую способность передачи, однако являются главной причиной усталостного разрушения ремня.

Силы натяжения ветвей ремня (кроме центробежных) воспринимаются опорами вала. Равнодействующая нагрузка на опору Fr  2 Focos(β/2). Обычно эта радиальная нагрузка на опору в 2 … 3 раза больше передаваемой ремнём вращающей силы.

Порядок проектного расчёта плоскоременной передачи

  1.  Выбирают тип ремня.
  2.  Определяют диаметр малого шкива  D1=(110…130)(N/n)1/3, где     N–мощность, КВТ,  n–частота вращения, об/мин, подбирают ближайший по ГОСТ 17383-73.
  3.  Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины 2(D1+D2)a≤15м.                                                 
  4.  Проверяют угол обхвата на малом шкиве: α1=180о-57о(D2-D1)/a, рекомендуется [α1]≥150о, при необходимости на ведомой нити ремня применяют натяжной ролик, который позволяет даже при малых межосевых расстояниях получить угол обхвата более 180о. Угол обхвата можно измерить по вычерченной в масштабе схеме передачи.
  5.  По передаваемой мощности N и скорости v ремня определяют ширину bN/(vz[p]) и площадь ремня FN/(v[k]), где [p] –допускаемая нагрузка на 1мм ширины прокладки,  [k] – допускаемая нагрузка на единицу площади сечения ремня.
  6.  Подбирают требуемый ремень по ГОСТ 101-54; 6982-54; 18679-73; 6982-75; 23831-79; ОСТ 17-969-84.
  7.  Проверяют ресурс передачи N=3600vzшT.
  8.  Вычисляют силы, действующие на валы передачи FR= Focos(β/2).

Порядок проектного расчёта клиноременной передачи

  1.  Выбирают по ГОСТ 1284-68;1284.1-80; 5813-76; РТМ 51015-70 профиль ремня. Большие размеры в таблицах соответствуют тихоходным, а меньшие – быстроходным передачам.
  2.  Определяют диаметр малого шкива.
  3.  Выбирают межосевое расстояние, подходящее для конструкции машины  0,55(DM+Dб)+h  a  2(D1+D2), где h – высота сечения ремня.
  4.  Находят длину ремня и округляют её до ближайшего стандартного значения.
  5.  Проверяют частоту пробегов ремня и если она выше допустимой, то увеличивают диаметры шкивов или длину ремня.
  6.  Окончательно уточняют межосевое расстояние.
  7.  Определяют угол обхвата на малом шкиве α1 = 180о-57о(D2-D1)/a, рекомендуется [α1] ≥ 120о.
  8.  По тяговой способности определяют число ремней.
  9.  При необходимости проверяют ресурс.
  10.  Вычисляют силы, действующие на валы передачи.

Шкивы плоскоременных передач имеют: обод, несущий ремень, ступицу, сажаемую на вал и спицы или диск, соединяющий обод и ступицу.

Шкивы обычно изготавливают чугунными литыми, стальными, сварными или сборными, литыми из лёгких сплавов и пластмасс. Диаметры шкивов определяют из расчёта ременной передачи, а потом округляют до ближайшего значения из ряда R40 (ГОСТ 17383-73*).  Ширину шкива выбирают в зависимости от ширины ремня [32].

Во избежание сползания ремня их рабочие поверхности делают выпуклыми. Шероховатость RZ  10 мкм.  

Чугунные шкивы применяют при скоростях до 30 ÷ 45 м/с. Шкивы малых диаметров до 350 мм имеют сплошные диски, шкивы больших диаметров – ступицы эллиптического переменного сечения.  Стальные сварные шкивы применяют при скоростях 60 ÷ 80 м/с. Шкивы из лёгких сплавов перспективны для быстроходных передач до 100м/с.

Плоские ремни должны обеспечивать:

  •  прочность при переменных напряжениях;
  •  износостойкость;
  •  высокое трение со шкивами;
  •  малую изгибную жёсткость.

Этим условиям удовлетворяют высококачественная кожа и синтетические материалы (резина), армированные белтинговым тканевым (ГОСТ 6982-54), полимерным (капрон, полиамид С-6, каучук СКН-40, латекс) или металлическим кордом. Применяются прорезиненные тканевые ремни (ГОСТ 101-54), слоистые нарезные ремни с резиновыми прослойками, послойно и спирально завёрнутые ремни. В сырых помещениях и агрессивных средах применяют ремни с резиновыми прокладками [32].

Ремни выпускают конечными и поставляют в рулонах.

Соединение концов ремней оказывает большое влияние на работу передачи, особенно при больших скоростях. Выбирая тип соединения следует учитывать рекомендации специальной литературы. Самый совершенный способ соединения – склеивание, которое производят для однородных ремней по косому срезу (а), для слоёных по ступенчатой поверхности (б). Надёжным способом считают сшивку встык жильными струнами (в,г). Из механических соединений лучшими являются проволочные спирали, которые продеваются в отверстия и после прессования обжимают концы ремней (д).

У шкивов клиноременных передач рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок. Диаметр, по которому определяют расчётную длину ремня, называют расчётным диаметром, по ГОСТ 20898-75 он обозначается dp. По этому же ГОСТу для правильного контакта ремня со шкивом угол канавки назначают в зависимости от диаметра шкива.

Клиноременные шкивы выполняют из тех же материалов, что и плоскоременные. Известны сборные шкивы из стальных тарелок.

Быстроходные шкивы требуют балансировки.

Материалы клиновых ремней в основном те же, что и для плоских.    Выполняются прорезиненные ремни с тканевой обёрткой для большего трения, кордотканевые (многослойный корд) и кордошнуровые ремни (шнур, намотанный по винтовой линии), ремни с несущим слоем из двух канатиков.  Иногда для уменьшения изгибных напряжений применяют гофры на внутренней и наружных поверхностях ремня. Клиновые ремни выпускают бесконечными (кольца). Угол клина ремня 40о.

Натяжение ремня существенно влияет на долговечность, тяговую способность и к.п.д. передачи. Чем выше предварительное натяжение ремня Fo , тем больше тяговая способность и к.п.д., но меньше долговечность ремня. Натяжение ремня в передачах осуществляется:

 Устройствами периодического действия, где ремень натягивается винтами. Ремень периодически подтягивается по мере вытяжки. Требуется систематическое наблюдение за передачей, иначе возможно буксование и быстрый износ ремня.

 Устройствами постоянного действия, где натяжение создаётся грузом, весом двигателя или пружиной. Часто натяжение происходит за счёт массы двигателя на качающейся плите. К таким устройствам относятся натяжные ролики. Натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным.

 Устройствами, автоматически регулирующими натяжение в зависимости от нагрузки с использованием сил и моментов, действующих в передаче. Шкив 1 установлен на качающемся рычаге, который также является осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение ремня 2Fo равно окружной силе на шестерне и  пропорционально передаваемому моменту.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

  •  За счёт каких сил передают движение фрикционные передачи ?
  •  Каковы достоинства и недостатки фрикционных передач ?
  •  Каковы основные виды поломок фрикционных передач ?
  •  Какие материалы применяются для фрикционных передач ?
  •  Какой деталью выделяются ременные передачи среди фрикционных ?
  •  Какие силы действуют в ремне ?
  •  Какие нагрузки действуют на опоры валов колёс ременной передачи ?
  •  Как соединяются концы ремня ?
  •  Какие существуют способы поддержания натяжения ремней ?

5. ВАЛЫ И ОСИ

Колёса передач установлены  на специальных продолговатых деталях круглого сечения. Среди таких деталей различают оси и валы [7,11,38].

Ось – деталь, служащая для удержания колёс и центрирования их вращения.  Вал – ось, передающая вращающий момент.

Не следует путать понятия "ось колеса", это деталь и "ось вращения", это геометрическая линия центров вращения.

Формы валов и осей весьма многообразны от простейших цилиндров до сложных коленчатых конструкций. Известны конструкции гибких валов, которые предложил шведский инженер Карл де Лаваль ещё в 1889 г.

Форма вала определяется распределением изгибающих и крутящих моментов по его длине. Правильно спроектированный вал представляет собой балку равного сопротивления.

Валы и оси вращаются, а следовательно, испытывают знакопеременные нагрузки, напряжения и деформации. Поэтому поломки валов и осей имеют усталостный характер.

Причины поломок валов и осей прослеживаются на всех этапах их "жизни".

  1.  На стадии проектирования – неверный выбор формы, неверная оценка  концентраторов напряжений.
  2.  На стадии изготовления – надрезы, забоины, вмятины от небрежного обращения.
  3.  На стадии эксплуатации – неверная регулировка подшипниковых узлов.

Для работоспособности вала или оси необходимо обеспечить:

  •  объёмную прочность (способность сопротивляться Mизг и Мкрут);
  •  поверхностную прочность (особенно в местах соединения с другими деталями);
  •  жёсткость на изгиб;
  •  крутильную жёсткость (особенно для длинных валов).

Все валы в обязательном порядке рассчитывают на объёмную прочность.

Схемы нагружения валов и осей зависят от количества и места установки на них вращающихся деталей и направления действия сил. При сложном нагружении выбирают две ортогональные плоскости (например, фронтальную и горизонтальную) и рассматривают схему в каждой плоскости. Рассчитываются, конечно, не реальные конструкции, а упрощённые расчётные модели, представляющие собой балки на шарнирных опорах, балки с заделкой и даже статически неопределимые задачи [7].

При составлении расчётной схемы валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах. При выборе типа опоры полагают, что деформации валов малы и, если подшипник допускает хотя бы небольшой наклон или перемещение цапфы, его считают шарнирно-неподвижной или шарнирно-подвижной опорой. Подшипники скольжения или качения, воспринимающие одновременно радиальные и осевые усилия, рассматривают как шарнирно-неподвижные опоры, а подшипники, воспринимающие только радиальные усилия, - как шарнирно-подвижные.

Такие задачи хорошо известны студентам из курсов теоретической механики (статики) и сопротивления материалов.

Расчёт вала на объёмную прочность выполняют в три этапа.

  1.  Предварительный расчёт валов

Выполняется на стадии проработки Технического Задания, когда известны только вращающие моменты на всех валах машины.  При этом считается, что вал испытывает только касательные напряжения кручения

кр = Мвр / Wp  []кр,

где Wp  - полярный момент сопротивления сечения.

Для круглого сечения:            Wp = d3/16,      []кр = 15 20 Н/мм2.

Условие прочности по напряжениям кручения удобно решать относительно диаметра вала

.

Это – минимальный диаметр вала. На всех других участках вала он может быть только больше. Вычисленный минимальный диаметр вала округляется до ближайшего большего из нормального ряда. Этот диаметр является исходным для дальнейшего проектирования.

  1.  Уточнённый расчёт валов

На данном этапе учитывает не только вращающий, но и изгибающие моменты. Выполняется на этапе эскизной компоновки, когда предварительно выбраны подшипники,  известна длина всех участков вала, известно положение всех колёс на валу,  рассчитаны силы, действующие на вал.

Чертятся расчётные схемы вала в двух плоскостях. По известным силам в зубчатых передачах и расстояниям до опор  строятся эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и фронтальной плоскостях. Затем вычисляется суммарный изгибающий момент

Далее рассчитывается и строится эпюра эквивалентного "изгибающе-вращающего" момента

где α = 0,75 или 1 в зависимости от принятой энергетической теории прочности [5], принимаемый большинством авторов равным 1.

Вычисляется эквивалентное напряжение от совместного действия изгиба и кручения  экв = Мэкв / Wp.

Уравнение также решается относительно минимального диаметра вала

Или  то же самое  для сравнения с допускаемыми нормальными напряжениями:

Полученный  в уточнённом расчёте минимальный диаметр вала принимается окончательно для дальнейшего проектирования.

  1.  Расчёт вала на выносливость

Выполняется как проверочный на стадии рабочего проектирования, когда практически готов рабочий чертёж вала, т.е. известна его точная форма, размеры и все концентраторы напряжений: шпоночные пазы, кольцевые канавки, сквозные и глухие отверстия, посадки с натягом, галтели (плавные, скруглённые переходы диаметров).

При расчёте полагается, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения – по отнулевому пульсирующему циклу.

Проверочный расчёт вала на выносливость по существу сводится к определению фактического коэффициента запаса прочности n, который сравнивается с допускаемым

Здесь n и  n   - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

         

где -1 и τ-1 – пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным циклом; kσ и kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, учитывающие галтели, шпоночные канавки, прессовые посадки и резьбу; εα и ετ  – масштабные коэффициенты диаметра вала; a и τa – амплитудные значения напряжений; m и τm – средние напряжения цикла (m= 0,  τm= τa); ψσ и  ψτ  – коэффициенты влияния среднего напряжения цикла на усталостную прочность зависят от типа стали.

Вычисление коэффициентов запаса прочности по  напряжениям подробно излагалось в курсе "Сопротивление материалов", в разделе "Циклическое напряжённое состояние".

Если коэффициент запаса оказывается меньше требуемого, то сопротивление усталости можно существенно повысить, применив поверхностное упрочнение: азотирование, поверхностную закалку токами высокой частоты, дробеструйный наклёп, обкатку роликами и т.д. При этом можно получить увеличение предела выносливости до 50% и более.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

  •  Чем различаются валы и оси ?
  •  Какой динамический характер имеют напряжения изгиба в валах и осях ?
  •  Каковы причины поломок валов и осей ?
  •  В каком порядке выполняются этапы прочностного расчёта валов ?
  •  Какой диаметр определяется в проектировочном расчёте валов ?

6. ОПОРЫ  ВАЛОВ И ОСЕЙ – ПОДШИПНИКИ

Валы и оси поддерживаются специальными деталями, которые являются опорами.  Название "подшипник" происходит от слова "шип" (англ. shaft, нем. zappen, голл. shiffen – вал). Так раньше называли хвостовики и шейки вала, где, собственно говоря, подшипники и  устанавливаются.

Назначение подшипника состоит в том, что он должен обеспечить надёжное и точное соединение вращающейся (вал, ось) детали и неподвижного корпуса. Следовательно, главная особенность работы подшипника – трение сопряжённых деталей.

По характеру трения  подшипники разделяют на две большие группы:

  •  подшипники скольжения (трение скольжения);
  •  подшипники качения (трение качения).

 

6.1. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

Основным элементом таких подшипников является вкладыш из антифрикционного материала или, по крайней мере, c антифрикционным покрытием. Вкладыш устанавливают (вкладывают) между валом и корпусом подшипника [43].

Трение скольжения безусловно больше трения качения, тем не менее, достоинства подшипников  скольжения заключаются в многообразных областях использования:

  •  в разъёмных  конструкциях (см. рисунок);
  •  при больших скоростях вращения (газодинамические подшипники в турбореактивных двигателях  при n  10 000 об/мин);
  •  при необходимости точного центрирования осей;
  •  в машинах очень больших и очень малых габаритов;
  •  в воде и других агрессивных средах.

Недостатки таких подшипников – трение и потребность в дорогих антифрикционных материалах.

На железнодорожном транспорте подшипники скольжения, в частности, находили массовое применение в буксах колёсных пар старого подвижного состава и до сих пор применяются для опор шатунов дизелей. В ряде случаев, для ремонтопригодности подшипник выполняется с двумя вкладышами, как, например, у коленчатого вала тепловозного дизеля Д49.

Кроме того, подшипники скольжения применяют во вспомогательных, тихоходных, малоответственных механизмах.

Характерные дефекты и поломки подшипников скольжения вызваны трением [41]:

  •  температурные дефекты (заедание и выплавление вкладыша);
  •  абразивный износ;
  •  усталостные разрушения вследствие пульсации нагрузок.

При всём многообразии и сложности конструктивных вариантов подшипниковых узлов скольжения принцип их устройства состоит в том, что между корпусом и валом устанавливается тонкостенная втулка из  антифрикционного материала, как правило, бронзы

Большинство радиальных подшипников имеет цилиндрический вкладыш, который, однако, может воспринимать и осевые нагрузки за счёт галтелей на валу и закругления кромок вкладыша. Подшипники с коническим вкладышем применяются редко, их используют при небольших нагрузках, когда необходимо систематически устранять ("отслеживать") зазор от износа подшипника для сохранения точности механизма.

Для правильной работы подшипников без  износа поверхности цапфы и втулки должны быть разделены слоем смазки достаточной толщины. В зависимости от режима работы подшипника в нём может быть:

  •  жидкостное трение, когда рабочие поверхности вала и вкладыша разделены слоем масла, толщина которого больше суммы высот шероховатости поверхностей; при этом масло воспринимает внешнюю нагрузку, изолируя вал от вкладыша, предотвращая их износ. Сопротивление движению очень мало;
  •  полужидкостное трение, когда неровности вала и вкладыша могут касаться друг друга и в этих местах происходит их схватывание и отрыв частиц  вкладыша. Такое трение приводит к абразивному износу даже без попадания пыли извне.

Обеспечение режима жидкостного трения является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания.

Критерием прочности, а следовательно, и работоспособности подшипника скольжения являются контактные напряжения в зоне трения или, что, в принципе, то же самое – контактное давление. Расчётное контактное давление сравнивают с допускаемым  p = N /(l d)  [p]. Здесь N – сила нормального давления вала на втулку (реакция опоры), l  - рабочая длина втулки подшипника, d – диаметр цапфы вала.

Иногда удобнее сравнивать расчётное и допускаемое произведение давления на скорость скольжения. Скорость скольжения легко рассчитать,  зная диаметр и частоту вращения вала.

Произведение давления на скорость скольжения характеризует тепловыделение и износ подшипника. Наиболее опасным является момент пуска механизма, т.к. в покое вал опускается ("ложится") на вкладыш и при начале движения неизбежно сухое трение.

6.2. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

Принцип их конструкции заключается в наличии между валом и корпусом группы одинаковых круглых тел, называемых телами качения [2,28].

Это могут быть или шарики, или ролики (короткие толстые либо длинные иглообразные), или конические ролики, или бочкообразные, или даже спиралевидные пружины. Обычно подшипник выполняется как самостоятельная сборочная единица, состоящая из наружного и внутреннего колец, между которыми и помещены тела качения.

Тела качения во избежание ненужного контакта друг с другом и равномерного распределения по окружности заключены в специальную кольцеобразную обойму – сепаратор (лат. Separatum – разделять).

В мировой практике для вагонов используются роликовые подшипники различных типов. По данным Всероссийского института вагоностроения (ВНИИВ)  подшипники с цилиндрическими роликами при прочих равных условиях в диапазоне ходовых скоростей грузовых поездов (14  28 м/с) имеют вчетверо меньший коэффициент трения, который к тому же не увеличивается  и при росте скорости до 50 м/с.

В некоторых конструкциях, где приходится бороться за уменьшение радиальных габаритов, применяются т.н. "бескольцевые" подшипники, когда тела качения установлены непосредственно между валом и корпусом. Однако нетрудно догадаться, что такие конструкции требуют сложной, индивидуальной, а, следовательно, и дорогой сборки-разборки. 

Достоинства подшипников качения:

  •  низкое трение, низкий нагрев;
  •  экономия смазки;
  •  высокий уровень стандартизации;
  •  экономия дорогих антифрикционных материалов.

Недостатки подшипников качения:

  •  высокие габариты (особенно радиальные) и вес;
  •  высокие требования к оптимизации выбора типоразмера; 
  •  слабая виброзащита, более того, подшипники сами являются генераторами вибрации за счёт даже очень малой неизбежной разноразмерности тел качения.

Подшипники качения классифицируются по следующим основным признакам:

  •  форма тел качения;
  •  габариты (осевые и радиальные);
  •  точность выполнения размеров;
  •  направление воспринимаемых сил.

По форме тел качения подшипники делятся на:

  •  Шариковые (быстроходны, способны к самоустановке за счёт возможности некоторого отклонения оси вращения);

  •  Роликовые – конические, цилиндрические, игольчатые (более грузоподъёмны, но из-за точно фиксированного положения оси вращения не способны самоустанавливаться, кроме бочкообразных роликов).

По радиальным габаритам подшипники сгруппированы в семь серий:

По осевым габаритам подшипники сгруппированы в четыре серии:

По классам точности подшипники различают следующим образом:

  •  "0" – нормального класса;
  •  "6" – повышенной точности;
  •  "5" – высокой точности;
  •  "4" – особовысокой точности;
  •  "2" – сверхвысокой точности.

При выборе класса точности подшипника необходимо помнить о том, что "чем точнее, тем дороже".

По воспринимаемым силам все подшипники делятся на четыре группы. Вычислив радиальную Fr  и осевую Fa реакции опор вала, конструктор может выбрать:

  •  Радиальные подшипники (если Fr  << Fa), воспринимающие только радиальную нагрузку и незначительную осевую. Это цилиндрические роликовые (если Fa = 0) и радиальные шариковые подшипники.
  •  Радиально-упорные подшипники (если Fr  > Fa), воспринимающие большую радиальную и меньшую осевую нагрузки. Это радиально-упорные шариковые и конические роликовые с малым углом конуса.
  •  Упорно-радиальные подшипники (если Fr <  Fa),  воспринимающие большую осевую и меньшую радиальную нагрузки. Это конические роликовые подшипники с большим углом конуса.
  •  Упорные подшипники, "подпятники" (если Fr <<  Fa), воспринимающие только осевую нагрузку. Это упорные шариковые и упорные роликовые подшипники. Они не могут центрировать вал и применяются только в сочетании с радиальными подшипниками.

Материалы подшипников качения назначаются с учётом  высоких требований к твёрдости и износостойкости колец и тел качения.

Здесь используются шарикоподшипниковые высокоуглеродистые хромистые стали ШХ15 и ШХ15СГ, а также цементируемые легированные стали 18ХГТ и 20Х2Н4А.

Твёрдость колец и роликов обычно HRC 60  65,  а у шариков немного больше –  HRC 62  66,  поскольку площадка контактного давления у шарика меньше. Сепараторы изготавливают из мягких углеродистых сталей либо из антифрикционных бронз для высокоскоростных подшипников. Широко внедряются сепараторы из дюралюминия, металлокерамики, текстолита, пластмасс.

6.2.1.       Причины поломок и  критерии расчёта подшипников  

     Главная особенность динамики подшипника – знакопеременные нагрузки.

Циклическое перекатывание тел качения может привести к появлению усталостной микротрещины. Постоянно прокатывающиеся тела качения вдавливают в эту микротрещину смазку.  Пульсирующее давление смазки расширяет и расшатывает микротрещину, приводя к усталостному выкрашиванию и, в конце концов, к поломке кольца. Чаще всего ломается внутреннее кольцо, т.к. оно меньше наружного и там, следовательно,  выше удельные нагрузки. Усталостное выкрашивание – основной вид выхода из строя подшипников качения.

В подшипниках также возможны статические и динамические перегрузки, разрушающие как кольца, так и тела качения.

Следовательно, при проектировании машины необходимо определить, во-первых, количество оборотов (циклов), которое гарантированно выдержит подшипник, а, во-вторых - максимально допустимую нагрузку, которую выдержит подшипник.

Вывод: работоспособность подшипника сохраняется при соблюдении двух критериев:          

  •  Долговечность.
  •  Грузоподъёмность.

6.2.2.       Расчёт номинальной долговечности подшипника

     Номинальная долговечность это число циклов (или часов), которые подшипник должен проработать до появления первых признаков усталости. Существует эмпирическая (найденная из опыта) зависимость для определения номинальной долговечности       Ln  = ( C / P ),   [млн. оборотов],

где С – грузоподъёмность, Р – эквивалентная динамическая нагрузка,  = 0,3 для шариков,   = 0,33 для роликов.

Номинальную долговечность можно вычислить и в часах

Lh  =  (106 / 60 n) Ln ,  [часов],

где n – частота вращения вала.

Эквивалентная динамическая нагрузка это такая постоянная нагрузка, при которой долговечность подшипника та же, что и при реальных условиях работы. Здесь для радиальных и радиально упорных подшипников подразумевается радиальная нагрузка, а для упорных и упорно-радиальных  -  центральная осевая нагрузка.

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по эмпирической формуле                            

                                    P = ( V X Fr  +  Y Fa ) KБ KТ,

где Fr , Fa – радиальная и осевая реакции опор;

V  – коэффициент вращения вектора нагрузки ( V = 1 если вращается внутреннее кольцо,  V = 1,2  если вращается наружное кольцо)

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипников,  определяются по справочнику;

КБ  – коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических условий работы (КБ = 1 для передач, КБ  = 1,8 для подвижного состава),

КТ  – коэффициент температурного режима (до 100оС  КТ =1).

Грузоподъёмность это  постоянная нагрузка, которую группа идентичных подшипников выдержит в течение одного миллиона оборотов. Здесь для радиальных и радиально упорных подшипников подразумевается радиальная нагрузка, а для упорных и упорно-радиальных  -  центральная осевая нагрузка. Если вал вращается медленнее одного оборота в минуту, то речь идёт о статической грузоподъёмности C0, а если вращение быстрее одного оборота в минуту, то говорят о динамической грузоподъёмности C.  Величина грузоподъёмности рассчитывается при проектировании подшипника, определяется  на экспериментальной партии подшипников и заносится в каталог.

6.2.3.       Методика выбора подшипников качения

     Опытный проектировщик может  назначать конкретный тип и размер подшипника, а затем делать проверочный расчёт. Однако здесь требуется большой конструкторский опыт, ибо в  случае неудачного выбора может не выполниться  условие прочности, тогда потребуется выбрать другой подшипник и  повторить проверочный расчёт.

Во избежание многочисленных "проб и ошибок" можно предложить методику выбора подшипников, построенную по принципу проектировочного расчёта, когда известны нагрузки, задана требуемая долговечность, а в результате определяется конкретный типоразмер подшипника из каталога [31].

Методика выбора состоит из пяти этапов:

  1.  Вычисляется требуемая долговечность подшипника исходя из частоты вращения и заданного заказчиком срока службы машины.
  2.  По найденным ранее реакциям опор выбирается тип подшипника (радиальный, радиально-упорный, упорно-радиальный или упорный), из справочника находятся коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х, У.
  3.  Рассчитывается эквивалентная динамическая нагрузка.
  4.  Определяется требуемая грузоподъёмность  C = P*L(1/α).
  5.  По каталогу, исходя из требуемой грузоподъёмности, выбирается конкретный типоразмер ("номер") подшипника, причём должны выполняться два условия:
    •  грузоподъёмность по каталогу  не менее требуемой;
    •  внутренний диаметр подшипника  не менее диаметра вала.

6.2.4.       Особенности проектирования подшипниковых узлов

      Неточность монтажа, нагрев, деформации вала могут привести к заклиниванию вращающихся колёс, что, особенно в момент движения, чревато весьма неприятными последствиями. Предотвращение этого достигается различными мероприятиями [2, 14,24,25]:

Схемы установки подшипников

Применяют фиксированные и плавающие опоры. В фиксированных внутренние и наружные кольца неподвижны в осевом направлении. В плавающих внешнее кольцо может перемещаться в осевом направлении за счёт установки подшипника в специальном стакане с зазором. Плавающей обычно делают ту опору, где меньше радиальная нагрузка. При большом расстоянии между опорами (вал червяка) фиксированная опора для жёсткости имеет два   подшипника. Для свободных температурных перемещений подходят радиальные роликоподшипники с цилиндрическими роликами и радиальные шарикоподшипники с незакреплёнными наружными кольцами.

Короткие валы при слабом нагреве можно устанавливать на подшипники враспор, когда один подшипник фиксирует осевое смещение вала в одну сторону, а другой – в другую. Схема с фиксацией подшипников враспор удобна в монтаже, но требует  жёстких допусков на линейные размеры и опасна возможным защемлением тел качения при нагреве.  При установке враспор для радиальных подшипников оставляют осевой зазор, а для радиально-упорных предусматривают осевую регулировку.

Крепление подшипников на валу и в корпусе

Для восприятия осевых нагрузок кольца подшипника закрепляют на валу и в корпусе.

Для закрепления внутренних колец на валу применяются различные средства:

  •  уступы вала (а);
  •  пружинные стопорные кольца (б,е);
  •  торцовые шайбы (в);
  •  упорные гайки (г,ж);
  •  конические разрезные втулки (д,з).

Для фиксации наружных колец применяют:

  •  уступы в корпусе и стакане (а);
  •  крышки (б);
  •  крышки и уступы (в,г);
  •  упорные борта (д);
  •  врезные крышки при разъёмных корпусах (е);
  •  пружинные кольца (ж,з).

Радиально-упорные подшипники требуют осевого регулирования, которое делается смещением наружного кольца:

  •  прокладками из металла (а);
  •  крепёжным винтом (б,г) при малых осевых силах;
  •  резьбовой крышкой или кольцом (в).

Жёсткость подшипников и их предварительный натяг

Деформации подшипников качения примерно равны деформациям валов. Поддержание высокой жёсткости подшипниковых узлов обеспечивает точность вращения системы. Максимальную жёсткость имеют точные роликоподшипники.

Жёсткость увеличивается предварительным натягом, суть которого в выборке зазоров и начальном сжатии тел качения. Это достигается взаимным осевым смещением колец посредством:

  •  затяжки резьбы (а);
  •  пружинами (б);
  •  установкой втулок (в);
  •  шлифовкой торцов колец (г).

Излишний преднатяг  приводит к усилению износа сепаратора из-за набегания на него части тел качения и отставания другой части в связи с  разными их диаметрами.

Уплотняющие устройства

Это специальные детали, выполненные из мягких упругих материалов (мягкие металлы, резина, пластмасса, войлок и т.п.), которые предотвращают вытекание смазки из подшипниковых узлов и попадание в них загрязнения.

По принципу действия уплотнения разделяются на:

  •  контактные манжетные, войлочные, с металлическими кольцами (а,б), применяются на низких и средних скоростях, дают плотный контакт подвижных и неподвижных деталей;
  •  щелевые и лабиринтные, препятствуют протеканию жидкостей и даже газа через каскад щелей и камер (в,г,д,е), так, типовая букса грузового вагона имеет четырёхкамерное лабиринтное уплотнение с зазором 0,8 мм;
  •  центробежные (ж,з);
  •  комбинированные.

Известны конструкции подшипников со встроенными уплотнениями.

Посадки подшипников на вал и в корпус

При проектировании подшипниковых узлов принципиальное значение имеет сопряжение (посадка) внутренних колец с валом и наружных с корпусом [14]. Поскольку подшипники являются стандартными узлами, то валы и корпуса должны приспосабливаться к ним. Внутренние кольца сажают на вал по системе отверстия, а наружные в корпус по системе вала. При том, что поле допусков внутреннего кольца направлено не в тело, а к центру,  посадки на вал получаются более плотными, чем обычно в системе отверстия.

В зависимости от режима работы машины, чем больше нагрузка и сильнее толчки, тем более плотными должны быть посадки. Чем быстроходнее машина (меньше нагрузки, выше температуры), тем посадки должны быть свободнее.

Посадки роликоподшипников должны быть более плотными в связи с большими нагрузками. Посадки радиально-упорных подшипников плотнее, чем у радиальных, у которых посадочные натяги искажают зазоры. Посадки крупных подшипников из-за больших сил назначают плотнее, чем у средних и мелких. Рекомендации по выбору посадок по мере роста нагрузок в опорах можно сформулировать следующим образом:

  •  Допуски валов при вращающемся вале – js6; k6; m6; n6.
  •  Допуски валов при вращающемся корпусе – g6; h6.
  •  Допуски корпуса при вращающемся вале – H7; H6; Js7; Js6; K7.
  •  Допуски корпуса при вращающемся корпусе – K7; M7; N7; P7.

Монтаж и демонтаж подшипников

Нередко наблюдаются случаи, когда повреждения подшипников вызваны небрежным, безграмотным монтажём и демонтажём.

Подшипники со значительным натягом на валу следует монтировать   нагретыми в масле или охлаждать вал сухим льдом. В остальных случаях подшипники можно напрессовывать на вал с помощью пресса.

Посадка подшипника ударами молотка через оправку из мягкого металла допустима только при малых натягах для мелких и средних подшипников. Демонтаж допускается только с помощью специальных съёмников.  

Общий принцип: усилие прикладывается только к тому кольцу, которое установлено с натягом и  не должно передаваться на тела качения.

Смазка подшипников качения

Применяется как для снижения трения, так и для повышения теплоотвода.

Пластичные (густые) смазки более легки в обслуживании, меньше расходуются, удобны в применении в труднодоступных местах, куда закладываются при сборке, заполняют и герметизируют зазоры [20]. Их недостаток в том, что в конструкции требуется предусматривать специальные полости. Эту полость первоначально заполняют на 2/3 объёма при n  1500 об/мин или на 1/2 объёма при n > 1500 об/мин. В дальнейшем обычно через каждые три месяца через специальные устройства  (пресс-маслёнки)  добавляют свежую смазку, а через год её меняют с предварительной разборкой и промывкой узла. При консистентной смазке необходимо применение щелевых, лабиринтных и центробежных уплотнений.

Жидкие смазки [14, 24, 25, 29, 38] применяются при более высоких температурах, когда густые  плавятся и вытекают. Обеспечивают минимальные потери на трение. Обычный способ в случае нижнего расположения червяка – организация масляных ванн (например, картер двигателя и т.п.), в которых масло налито до уровня нижнего тела качения. В зубчатых передачах колёса погружают не более чем на высоту зуба, во избежание больших потерь на перемешивание масла. Уровень масла контролируется щупом-маслоуказателем, как, например,  в двигателях легковых автомобилей.

Разбрызгивание масла внутри корпуса механизмов происходит с помощью специальных лопастей-крыльчаток либо зубчатых колёс и применяется для создания масляного тумана, который способствует  выравниванию температуры и теплоотводу от механизма. Однако проектировщику не следует надеяться на то, что разбрызгиванием будут достаточно смазаны подшипники, находящиеся  выше уровня масляной ванны.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ  

  •  Что является обязательным элементом в конструкции подшипников скольжения ?
  •  Какие поломки наблюдаются у подшипников скольжения ?
  •  Для чего в подшипниках качения применяется смазка ?
  •  Какие режимы трения возможны в подшипниках скольжения со смазкой ?
  •  Что считается критерием работоспособности подшипников качения ?
  •  В чём заключается принцип конструкции подшипников качения ?
  •  Какие тела качения применяются в подшипниках ?
  •  Для чего в подшипниках качения устанавливают сепаратор ?
  •  Каковы достоинства и недостатки подшипников качения ?
  •  По каким признакам классифицируются подшипники качения ?
  •  Какие типы подшипников назначаются в зависимости от действующих в опорах  нагрузок ?
  •  Каковы причины поломок и критерии расчёта подшипников качения ?
  •  Что такое долговечность подшипника ?
  •  Что такое грузоподъёмность подшипника ?
  •  Что такое эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник и как она определяется ?
  •  Как фиксируются внутреннее и наружное кольца подшипника качения ?
  •  Как и зачем регулируется жёсткость подшипника качения ?
  •  С какой целью применяются уплотнения в подшипниковых узлах ?
  •  Какие типы уплотнений применяют для подшипниковых узлов ?
  •  Какие посадки на вал и в корпус назначаются для подшипников качения ?
  •  Как выполняется монтаж и демонтаж подшипников качения ?
  •  Какие виды смазок применяются для подшипников качения ?

7. МУФТЫ

Это устройства для соединения валов и передачи между ними вращающего момента [34].

Муфты могут передавать вращающий момент и валам, и другим деталям (колёсам, шкивам и т.д.). Соединяют соосные и несоосные валы. Муфты существуют потому, что всегда есть некоторая несоосность, перекосы, взаимная подвижность валов. Конструкции муфт  весьма разнообразны. Простейшая муфта сделана из куска ниппельной трубочки и соединяет вал электромоторчика с крыльчаткой  автомобильного омывателя стекла.  Муфты турбокомпрессоров реактивных двигателей состоят из сотен деталей и являются сложнейшими саморегулирующимися системами.

Группы муфт различают по их физической природе.

  •  Муфты механического действия.
  •  Муфты электрического (электромагнитного) действия.
  •  Муфты гидравлического или пневматического действия.

Классы муфт различают по режиму соединения валов.

  •  Нерасцепляемые (постоянные, соединительные) – соединяют валы постоянно, образуют длинные валы.
  •  Управляемые – соединяют и разъединяют валы в процессе работы, например, широко известная автомобильная муфта сцепления.
  •  Самодействующие – срабатывают автоматически при заданном режиме работы.
  •  Прочие.

Основная характеристика муфты – передаваемый вращающий момент.

Существенные показатели – габариты, масса, момент инерции.

Муфта, рассчитанная на передачу определённого вращающего момента, выполняется в нескольких модификациях для разных диаметров валов. Муфты – автономные узлы, поэтому они легко стандартизируются.

Муфты рассчитывают по  их критериям работоспособности:

  •  прочности при циклических и ударных нагрузках,
  •  износостойкости,
  •  жёсткости.

На практике муфты подбираются из каталога по величине передаваемого момента  M = MВалаK,   где МВала – номинальный момент, определённый расчётом динамики механизма, К – коэффициент режима работы: К = 1  1,5    спокойная работа, лёгкие машины;  К = 1,5  2    переменные нагрузки, машины среднего веса  (поршневые компрессоры);  К  =   2  6     ударные нагрузки, большие массы (прессы, молоты). Для двигателей  транспортных машин К завышают на 20 40 % в зависимости от числа цилиндров.

7.1. ЖЁСТКИЕ МУФТЫ

Могут быть втулочными или фланцевыми.

Втулочные иногда  называются глухими. Это самые простые конструкции и обычно применяются в лёгких машинах на валах диаметром до 70 мм. Требуют точной соосности, затрудняют сборку-разборку, имеют малую жёсткость на изгиб. Их работоспособность определяется прочностью в местах крепления к валам.

Чаще применяются фланцевые жёсткие муфты, т.к. они допускают лёгкую сборку-разборку.  Такие конструкции имеют две полумуфты в виде фланцев, устанавливаемых на концах валов с натягом и стянутых болтами. Вращающий момент передаётся за счёт сил трения между фланцами, а когда болты вставлены без зазора, то также и болтами. Фланцевые муфты стандартизованы в диапазоне диаметров 12 250 мм и передают моменты  0,8  4500 кГм. В тяжёлых машинах фланцы приваривают к валам.

7.2. КОМПЕНСИРУЮЩИЕ  МУФТЫ

Иногда называют самоустанавливающимися. Они соединяют валы с небольшими смещениями осей.

Наиболее популярна конструкция зубчатой муфты.    Она компенсирует осевые, радиальные и угловые смещения валов.  Состоит из двух втулок (полумуфт с зубьями) и надетой на них обоймы с внутренними зубьями. Зубчатые зацепления выполняют с боковым зазором; зубьям придают бочкообразную форму; венцы полумуфт располагают на некотором расстоянии друг от друга. Зубчатые муфты малы и легки, весьма грузоподъёмны (до 100000 кГм), высокооборотны.

Однако эти  муфты  чувствительны к перекосам. Кроме того, при перекосах валов вследствие трения в зубьях  муфта нагружает валы изгибающим моментом примерно 10% от вращающего.

Несущая способность муфт резко падает с ростом перекоса валов.

Размеры муфт подбирают по таблицам в зависимости от вращающего момента, который находят по наибольшему длительно действующему моменту на ведущем валу.

7.3. ПОДВИЖНЫЕ МУФТЫ

Допускают соединение валов с повышенным взаимным смещением осей как вызванными неточностями, так и специально заданными конструктором.

Ярким представителем этого семейства являются шарнирные муфты.  Идея муфты впервые предложена Джероламо Кардано в 1570 г. и доведена до инженерного решения Робертом Гуком в 1770 г.  Поэтому иногда в литературе они называются карданными муфтами, а иногда – шарнирами Гука.

Шарнирные муфты соединяют валы под углом до 45о,  позволяют создавать цепные валы с передачей вращения в самые недоступные места. Всё это возможно потому, что крестовина является не одним шарниром, а сразу двумя с перпендикулярными осями.

Прочность карданной муфты ограничена прочностью крестовины, в особенности мест крепления пальцев крестовины в отверстиях вилок. Поломка крестовины – весьма частый дефект, известный, практически, каждому  автовладельцу.

Муфты выбираются по каталогу. Проверочный расчёт ведётся для рабочих поверхностей шарниров на смятие, проверяется   прочность вилок и крестовины.

Малогабаритные шарнирные муфты стандартизованы в диапазоне диаметров  8  40 мм и моментов  1,25  128 кГм. Крестовина выполнена в виде параллелепипеда. Шарнир образуется с помощью вставных осей, одна из которых длинная, а другая состоит их двух коротких втулок, стянутых заклёпкой. Конструкция весьма технологична.

Карданные передачи с шарнирной муфтой применяются на российских железных дорогах в рамном подвешивании редуктора электропоездов и электровозов серий ВЛ, ЧС, ЭР. Передача вращающего момента от двигателя к колёсной паре карданной муфтой компенсирует несоосность валов якоря и зубчатого колеса при смещениях рамы тележки относительно колёсных пар.

7.4. УПРУГИЕ МУФТЫ

Предназначены главным образом для смягчения (амортизации) ударов, толчков и вибрации. Кроме того, допускают некоторую компенсацию смещений валов.

Главная особенность таких муфт – наличие металлического или неметаллического упругого элемента. Способность упругих муфт противостоять ударам и вибрации значительно повышает долговечность машин.

Муфты с таким  упругим элементом применяются с 1972 г. для соединения мотора и редуктора моторного вагона электропоезда ЭР2Р.

Муфта с упругой торообразной оболочкой может, фактически, рассматриваться, как упругий шарнир Гука. Она способна компенсировать значительные неточности монтажа валов.

Лёгок монтаж, демонтаж и замена упругого элемента. Допускаются радиальные смещения 1 5 мм, осевые 2  6 мм, угловые 1,5 2о, угол закручивания  5 30о.

Несущая способность (и прочность)  муфт зависит от крепления оболочки к фланцам. Стандартизованы муфты с неразрезной упругой оболочкой в диапазоне моментов  2  2500 кГм.

Широкое применение находит упругая втулочно-пальцевая муфта ("МУВП").  

Здесь нет необходимости крепить резину к металлу, легко заменять упругие элементы при износе.

В этих муфтах момент передаётся через пальцы и насаженные на них упругие элементы в форме колец или гофрированных втулок. Такие муфты легки в изготовлении, просты в конструкции, удобны в эксплуатации и поэтому получили широкое применение, особенно для передачи вращения от электродвигателя.

Муфты нормализованы в размерах  16  150 мм и моментов  3,2  1500 кГм.

К сожалению, радиальные и угловые смещения существенно снижают срок службы упругих элементов и повышают нагрузки на валы и опоры.

Муфты рассчитывают по допускаемым давлениям между пальцами и упругими втулками

P = 2 Mвр / (zDdl)  [p],

где z – число пальцев, d – диаметр пальца, l – длина упругого элемента, D – диаметр расположения осей пальцев. Допускаемое давление обычно 30 кГ/см2.

Пальцы муфты рассчитывают на изгиб.

7.5. ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ

Передают вращающий момент благодаря силам трения, возникающим в контакте между элементами муфты (лат. frictio - трение).  Силы трения легко регулируются изменением силы сжатия трущихся поверхностей. Поэтому фрикционные муфты допускают плавное сцепление при любой скорости, что успешно используется, например, в конструкции автомобильного сцепления.

Кроме того, фрикционная муфта не может передать через себя момент больший, чем момент сил трения, поскольку начинается проскальзывание контактирующих фрикционных элементов, поэтому фрикционные муфты являются эффективными неразрушающимися предохранителями для защиты машины от динамических перегрузок.

Встречаются различные формы  рабочих поверхностей фрикционных элементов:

  •  дисковые, в которых трение происходит по торцевым поверхностям дисков (одно-  и многодисковые);
  •  конусные, в которых рабочие поверхности имеют коническую форму;
  •  цилиндрические, имеющие цилиндрическую поверхность контакта (колодочные, ленточные и т.д.).

Главной особенностью работы фрикционных муфт является сжатие поверхностей трения. Отсюда ясно, что такие муфты рассчитываются  на прочность по контактному давлению (аналогично напряжениям смятия).  Для каждой конструкции необходимо вычислить сжимающую силу и разделить её на площадь контакта. Расчётное контактное давление не должно быть больше допускаемого для данного материала.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ   

  •  Для чего существуют муфты ?
  •  Каковы главные признаки классификации муфт ?
  •  Какая характеристика муфты считается главной ?
  •  Каковы принципы конструкции и работы жёстких муфт ?
  •  Каковы принципы конструкции и работы шарнирных муфт ?
  •  Каковы принципы конструкции и работы упругих муфт ?
  •  Как устроена и как работает упруго втулочно-пальцевая муфта (МУВП) ?
  •  За счёт каких сил работают фрикционные муфты ?
  •  Какие критерии прочности применяют для фрикционных муфт ?

8. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

 

Детали объединяются в машину посредством соединений.

Соединения состоят из соединительных деталей и прилегающих частей соединяемых деталей, форма которых подчинена задаче соединения. В отдельных конструкциях специальные соединительные детали могут отсутствовать.  Все соединения делятся на:

  •  Неразъёмные,  разборка которых возможна лишь при разрушении    соединяющих или соединяемых деталей;
  •  Разъёмные,  позволяющие разборку без разрушения.
  •  Выбор типа соединения определяет конструктор.

8.1. НЕРАЗЪЁМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.1.1.       Сварные соединения

     Не имеют соединяющих деталей. Выполняются за счёт местного нагрева и диффузии (перемешивания частиц) соединяемых деталей. Создают, практически, одну целую, монолитную деталь. Весьма прочны, т.к. используют одну из самых могучих сил природы - силы межмолекулярного сцепления.

Сварку (дуговую электросварку) изобрел в 1882 году российский инженер Н.И. Бенардос. С тех пор технология процесса значительно усовершенствована. Прочность сварного шва теперь практически не отличается от монолита, освоена сварка всех конструкционных материалов, включая алюминий и неметаллы.

Сварные соединения (швы) по взаимному расположению соединяемых элементов делятся на следующие группы:

Для сварки характерна высокая экономичность: малая трудоёмкость; сравнительная дешевизна оборудования; возможность автоматизации; отсутствие больших сил, как, например, в кузнечно-прессовом производстве; отсутствие больших объёмов нагретого металла, как, например, в литейном производстве. Однако говорить обо всех этих достоинствах имеет смысл только при хорошо налаженном и организованном технологическом процессе сварки.

Недостатки сварки состоят в том, что при низком качестве шва возникают температурные повреждения материала, кроме того, из-за неравномерности нагрева возникает коробление деталей. Это устраняется либо привлечением квалифицированного (высокооплачиваемого) сварщика, либо применением автоматической сварки, а также специальными приспособлениями, в которых деталь фиксируется до полного остывания.

Общее условие проектирования сварных соединений – обеспечение равнопрочности шва и свариваемых деталей [27].

Расчёт на прочность  сварных швов

По ориентации относительно приложенных сил различают:

  •  лобовые швы  – перпендикулярные силам;
  •  фланговые швы – параллельны силам;
  •  косые швы  – под углом к силам.

Эти виды швов в различных сочетаниях применяются в разных соединениях.

Соединения встык обычно выполняются лобовыми швами. При качественной сварке соединения разрушаются не по шву, а в зоне температурного влияния. Поэтому рассчитываются на прочность по сечению соединяемых деталей без учёта утолщения швов. Наиболее частые случаи – работа на растяжение и на изгиб.

Напряжения растяжения:      раст = Q / S = Q / b  [раст]шва.

Напряжения изгиба:         изг = Mизг / W = 6 Mизг / b 2  [изг]шва.

Допускаемые напряжения шва [ раст]шва и [ изг]шва принимаются в размере 90% от соответствующих допускаемых напряжений материала свариваемых деталей.

Соединения внахлёстку выполняются лобовыми, фланговыми и косыми швами.

Лобовые швы в инженерной практике рассчитывают только по касательным напряжениям. За расчётное сечение принимают биссектрису m-m, где обычно наблюдается разрушение. Расчёт только по касательным напряжениям не зависит от угла приложения нагрузки.

При этом τ = Q / (0,707 k l)  [τ']шва.

Фланговые швы характерны неравномерным распределением напряжений, поэтому их рассчитывают по средним касательным напряжениям. При действии  растягивающей силы касательные напряжения равны:

 τ = Q / (2*0,707  l)  [τ']шва.

При действии момента: τ = M / (0,707 k   l)  [τ']шва.

Если швы несимметричны, то нагрузка на фланговые швы распределяется по закону рычага   Q1,2 = Q l1,2 / ( l1 + l2),   где   l1 и  l2   – длины швов.

При этом швы рассчитывают по соответствующим нагрузкам, а длины швов назначают пропорционально этим нагрузкам. Касательные напряжения в швах τ1,2 = Q1,2  / (1,414  l1,2 ) [τ']шва.

Косые швы рассчитываются аналогичным образом. Нагрузка Q раскладывается на проекции в продольном и нормальном направлениях к шву, а далее выполняются расчёты лобового и флангового швов.

 Комбинированные лобовые и фланговые швы рассчитывают на основе принципа распределения нагрузки пропорционально несущей способности отдельных швов. При действии силы Q   касательные напряжения равны:

τQ = Q / [0,707 k ( 2lф+ lл )]  [τ']шва.

Если действует  момент M, то

τM = M / [0,707 k lл ( lф+ lл /6)]  [τ']шва.

При совместном действии силы и момента касательные напряжения складываются   τ = τМ + τQ   [τ']шва.

Тавровые и угловые швы соединяют элементы в перпендикулярных плоскостях. Выполняются либо стыковым швом с разделкой кромок (а), либо угловым без разделки кромок (б). При нагружении изгибающим моментом и силой прочность соединения оценивают:

для стыкового шва (а) по нормальным напряжениям

                               = 6M/ (b2) +  Q / (l )  [раст]шва,

для углового шва (б) по касательным напряжениям

τ = 6M/(1,414 l2k)+ Q / (1,414 l k )  [τ']шва.

В любом случае для расчёта самых сложных сварных швов сначала необходимо привести силу и момент к шву и распределить  их пропорционально несущей способности (длине) всех простых участков. Таким образом, любой сложный шов сводится к сумме простейших расчётных схем.

8.1.2.           Заклёпочные соединения

Образуются с помощью специальных деталей – заклёпок [1, 10, 38].  Заклёпка имеет грибообразную форму и выпускается с одной головкой (закладной) вставляется в совместно просверленные детали,  а затем хвостовик ударами молотка или пресса расклёпывается, образуя вторую головку (замыкающую). При этом детали сильно сжимаются, образуя прочное, неподвижное неразъёмное соединение.

Достоинства заклёпочного соединения:

  •  соединяют не свариваемые детали (Al);
  •  не дают температурных деформаций;
  •  детали при разборке не разрушаются.

Недостатки заклёпочного соединения:

  •  детали ослаблены отверстиями;
    •  высокий шум и ударные нагрузки при изготовлении;
    •  повышенный расход материала.

Заклёпки изготавливают из сравнительно мягких материалов: Ст2, Ст3, Ст10, Ст15, латунь, медь, алюминий.

Заклёпки стандартизованы и выпускаются в разных модификациях.

  •  Сплошные с полукруглой головкой (а) ГОСТ 10299-80, 14797-85  для силовых и плотных швов;
  •  Сплошные с плоской головкой (б) ГОСТ 14801-85 для коррозионных сред;
  •  Сплошные с потайной головкой (в) ГОСТ 10300-80, 14798-85 для уменьшения аэро- и гидросопротивления (самолёты, катера);
  •  Полупустотелые (г,д,е) ГОСТ 12641-80, 12643-80  и  пустотелые (ж,з,и) ГОСТ 12638-80, 12640-80 для соединения тонких листов и неметаллических деталей без больших нагрузок.

Заклёпки испытывают сдвиг (срез) и смятие боковых поверхностей. По этим двум критериям рассчитывается диаметр назначаемой заклёпки. При этом расчёт на срез – проектировочный, а расчёт на смятие – проверочный.

Здесь и далее имеем в виду силу, приходящуюся на одну заклёпку.

При одной плоскости среза диаметр заклёпки:

При двух плоскостях среза (накладки с двух сторон):

Напряжения смятия на боковых поверхностях заклёпки см = P/Sd  []см,

где S – толщина наименьшей из соединяемых деталей. При проектировании заклёпочных швов как, например, в цистернах, необходимо следить, чтобы равнодействующая нагрузок приходилась на центр тяжести шва.

Следует симметрично располагать плоскости среза относительно линии действия сил, чтобы избежать отрыва головок.

Кроме того, необходимо проверять прочность деталей в сечении, ослабленном отверстиями.

8.2. РАЗЪЁМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

8.2.1.         Резьбовые соединения

Являются наиболее совершенным, а потому массовым видом разъёмных соединений. Применяются в огромном количестве во всех машинах, механизмах, агрегатах  и узлах [4,10].

Основные детали соединения имеют  наружную либо внутреннюю винтовую нарезку (резьбу) и  снабжены огранёнными поверхностями для захвата гаечным ключом.

Болт – длинный цилиндр с головкой и наружной резьбой. Проходит сквозь соединяемые детали и затягивается гайкой (а) – деталью с резьбовым отверстием. Винт –  внешне не отличается от болта, но  завинчивается в резьбу одной из соединяемых деталей (б). Шпилька – винт без головки с резьбой на обоих концах (в).

Резьбовые соединения различают по назначению на:

  •  резьбы крепёжные для фиксации деталей (основная  – метрическая с треугольным профилем,  трубная – треугольная со скруглёнными вершинами и впадинами, круглая, резьба винтов для дерева) должны обладать самоторможением для надёжной фиксации;

  •  резьбы ходовые для винтовых механизмов  (прямоугольная, трапецеидальна симметричная, трапецеидальная несимметричная упорная) должны обладать малым трением для снижения потерь.

 

Конструкции винтов и гаек весьма многообразны.

Для малонагруженных и декоративных конструкций применяются винты и болты с коническими и сферическими головками (как у заклёпок), снабжёнными линейными или крестообразными углублениями для затяжки отвёрткой. Для соединения деревянных и пластмассовых деталей применяют шурупы и саморезы – винты со специальным  заострённым хвостовиком.

Болты и гайки стандартизованы. В их обозначении указан наружный диаметр резьбы.

Резьбовые соединения имеют ряд существенных достоинств:

  •  высокая надёжность;
  •  удобство сборки-разборки;
  •  простота конструкции;
  •  дешевизна (вследствие стандартизации);
  •  технологичность;
  •  возможность регулировки силы сжатия.

Недостатки резьбовых соединений:

  •  концентрация напряжений во впадинах резьбы;
  •  низкая вибрационная стойкость (самоотвинчивание при вибрации).

Это серьёзные недостатки, однако, их можно свести к минимуму и, практически,  полностью исключить. Это делается посредством правильного  проектировочного расчёта и специальных  мер стопорения, называемых на техническом языке "контровка".   Известны следующие виды стопорения.

  1.  Стопорение дополнительным трением, за счёт создания дополнительных сил трения, сохраняющихся при снятии с винта внешней  нагрузки.

 Контргайка воспринимает основную осевую нагрузку, а сила трения и затяжки в резьбе основной гайки ослабляется. Необходима взаимная затяжка гаек.

Самоконтрящиеся гайки с радиальным натягом резьбы после нарезания резьбы и пластического обжатия специальной шейки гайки на  эллипс.

Иногда самоконтрящиеся гайки выполняются с несколькими радиальными прорезями.

Гайки с полиамидными кольцами без резьбы, которая нарезается винтом при завинчивании, обеспечивают большие силы трения. Применяют полиамидную пробку в винте.

Контргайка цангового типа (слева) при навинчивании обжимается на конической поверхности.

Контргайка арочного типа (справа) при навинчивании разгибается и расклинивает резьбу.

Пружинные шайбы обеспечивают     трение в резьбе. Повышают сцепление врезанием своих острых срезов. Изготавливаются   для правой и левой резьбы. Создают некоторое смещение нагрузки.

У пружинных шайб с несколькими отогнутыми усиками сила упругости направлена строго по оси болта.

Стопорение  пружинными шайбами ненадёжно.

   При  спокойных нагрузках резьбы стопорят специальными винтами через медную или свинцовую прокладку или деформированием гайки с прорезями, перпендикулярными оси.

  1.  Стопорение специальными запирающими элементами, полностью исключающими самопроизвольный проворот гайки.

Шплинты  ГОСТ 397-79 сгибают из проволоки полукруглого сечения плоскими сторонами внутрь. Выпадению шплинта препятствуют его петля и разогнутые концы.

Шайбы с лапками ГОСТ 11872-80  стопорят гайки со шлицами при регулировке подшипников качения на валу. Внутренний носик отгибается в канавку винта, а наружные лапки – в шлицы гайки.

У шайб с лапками ГОСТ 3693/95-52 одна отгибается по грани гайки, а другая по грани детали. Стопорение такими шайбами, как и шплинтами, весьма надёжно и широко распространено.

В групповых соединениях головки болтов  обвязывают проволокой через отверстия с натяжением проволоки в сторону затяжки резьбы.

3.  И, наконец, стопорение может выполняться также пластическим деформированием или приваркой после затяжки.

 

Винты и гайки обычно выполняются из Ст3, Ст4, Ст5, Ст35, Ст45.  Наиболее напряжённые соединения из Ст40, 40ХН. Декоративные винты и гайки выполняются из цветных металлов и пластмасс.

Выбор материалов, как и всех параметров резьбовых соединений,  определяется расчётом на прочность.

Расчёт на прочность резьбовых соединений

Осевая нагрузка винта передаётся через резьбу гайке и уравновешивается реакцией её опоры. Каждый из Z витков резьбы нагружается силами F1, F2, … FZ.

В общем случае нагрузки на витках не одинаковы. Задача о распределении  нагрузки по виткам статически неопределима и была решена  русским учёным Н.Е. Жуковским в 1902 г. на основе системы уравнений для стандартной шестигранной гайки. График показывает значительную перегрузку нижних витков и бессмысленность увеличения длины гайки, т.к. последние витки практически не нагружены. Такое распределение нагрузки позже было подтверждено экспериментально. При расчётах неравномерность рагрузки учитывают эмпирическим (опытным) коэффициентом Km, который равен 0,87 для треугольной, 0,5 –  для прямоугольной и 0,65 для трапецеидальной резьбы.

Основные виды разрушений у крепёжных резьб – срез витков, у  ходовых - износ витков. Следовательно, основной критерий работоспособности

для расчёта крепёжных резьб – прочность по касательным напряжениям среза, а для ходовых резьб – износостойкость по напряжениям смятия.

Условие прочности на срез:

F / (πd1HKKm)    [τ]  для винта;  τ = F / (πdHKKm)    [τ]  для гайки,

где H –высота гайки или глубина завинчивания винта в деталь, K=ab/p или K=ce/p – коэффициент полноты резьбы, Km – коэффициент неравномерности нагрузки по виткам.

Условие износостойкости на смятие:

см = F / (πd2HZ)  []см,

где Z – число рабочих витков.

Равнопрочность резьбы и стержня винта является важнейшим условием назначения высоты стандартных гаек. Так, приняв в качестве предельных напряжений пределы текучести материала и учитывая, что τТ 0,6Т условие равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение предстанет в виде: τ = F/(πd1HKKm)= = 0,6σТ = 0,6 F /[(π/4) d12]. При K = 0,87 и Km = 0,6  получаем H  0,8d1, а учитывая, что d1 = d окончательно принимаем высоту нормальной стандартной крепёжной гайки H  0,8d.

Кроме нормальной стандартом предусмотрены высокие H  1,2d и низкие H  0,5d гайки. По тем же соображениям устанавливают глубину завинчивания винтов и шпилек в детали: в стальные H1 = d, в хрупкие – чугунные и силуминовые H =1,5d. Стандартные высоты гаек (кроме низких) и глубины завинчивания избавляют нас от расчёта на прочность резьбы стандартных крепёжных  деталей.

В расчётах невозможно игнорировать податливость болта и соединяемых деталей. В простейшем случае при болтах постоянного сечения и однородных деталях

λб = lб  / (Еб  Аб);   λд = δд / (Ед  Ад),

где  λб, λд–  податливости болта и деталей, равные их деформации при единичной нагрузке (податливость обратна жёсткости); Еб, Ед, Аб, Ад – модули упругости и площади сечения болта и деталей; δд – суммарная толщина деталей   δд  lб.

В сложном случае податливость системы определяют как сумму податливостей отдельных участков болта и отдельных деталей. Под площадями сечения A понимают площади тех частей, которые подвержены деформации от затяжки болта. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта располагаются вглубь деталей по конусам с углом α = 30о. Приравнивая объём этих конусов к объёму цилиндра, находят его диаметр

D1 = D +(δ1+ δ2) / 4;       Aд = π (D12 dотв2) / 4.

 Внешняя нагрузка F деформирует не только болт, но и прокладки, шайбы, тарельчатые пружины и т.п. (1,2). Поэтому при расчёте суммарной нагрузки болта FΣ вводят понятие коэффициента внешней нагрузки χ, равного приращению нагрузки болта в долях от внешней нагрузки. Тогда
FΣ = Fзат + χF. При этом упругие прокладки 1 и 2 нельзя рассматривать как детали 3, 4 и 5, деформация которых уменьшается. В таких случаях все детали соединения разделяют на две системы:

  1.  Детали системы болта, в которых под действием нагрузки абсолютная деформация возрастает (болт, прокладки 1,2);
  2.  Детали системы корпуса, в которых абсолютная деформация уменьшается (3,4,5).

При этом  

В таких соединениях наборы упругих прокладок (шайб, тарельчатых пружин) существенно увеличивают податливость системы болта, а следовательно, уменьшают нагрузку на болт.

В расчёте болтов сначала находят силу, приходящуюся на один болт. Затем всё многообразие компоновок резьбовых соединений может быть сведено к трём простейшим расчётным схемам.

А. Болт вставлен в отверстия с зазором.

  Соединение нагружено продольной силой Q. Болт растянут.

Условие прочности  на растяжение запишется в виде:     

Напряжения растяжения в резьбе  

Из условия прочности на растяжение находим внутренний диаметр резьбы болта     

Найденный внутренний диаметр резьбы округляют до ближайшего большего по ГОСТ 9150-59.  Там же указан конкретный типоразмер-номер  (наружный диаметр резьбы) болта.

Б. Болт вставлен в отверстия без зазора.

          Соединение нагружено поперечной силой  Р.

При этом болт работает на срез. Внутренний диаметр резьбы рассчитывается аналогично случаю с растяжением:

Порядок назначения номера болта также аналогичен  предыдущему случаю.

В. Болт вставлен с зазором.

   Соединение нагружено поперечной силой F.

Сила затяжки болта  V должна дать такую силу трения между деталями, которая была бы больше поперечной сдвигающей силы F.

Болт работает на растяжение, а от момента затяжки испытывает ещё и кручение, которое учитывается повышением  нормальных напряжений  на 30%1,3 раза).

Тогда                 

По опыту многочисленных расчётов принимают величину требуемой растягивающей силы  V в зависимости от сдвигающей поперечной силы F

V = 1,2 F/ f.

Тогда внутренний диаметр резьбы болта  

где  f  –  коэффициент трения.

Во всех случаях в расчёте находится внутренний диаметр резьбы, а обозначается резьба по наружному диаметру. Распространённая ошибка состоит в том, что рассчитав, например, внутренний диаметр резьбы болта 8мм, назначают болт М8, в то время как следует назначить болт М10, имеющий наружный диаметр резьбы 10мм, а внутренний 8мм.

Концентрация напряжений во впадинах витков резьбы учитывается занижением допускаемых напряжений резьбы на 40% по сравнению с соответствующими допускаемыми напряжениями материала.

Нормирование точности метрической резьбы. Основные параметры резьбы

Резьбовые соединения широко применяются в машиностроении и приборостроении (около 60 % всех деталей имеют резьбу). Резьбы делятся по назначению на крепежные и специальные. Крепежные резьбы используют для соединения деталей, подлежащих периодическому разъему. Специальные резьбы могут быть кинематическими (для передачи движения и усилий), упорными (для восприятия односторонних больших нагрузок), трубными (для герметичных соединений) и др. Общими требованиями для всех резьбовых соединений является обеспечение взаимозаменяемости и свинчиваемости, т.е. соединение гайки и болта без ощутимого люфта (зазора).

Метрическая резьба является универсальной, и получила наиболее широкое распространение. Профиль метрической резьбы и основные параметры установлены по ГОСТ 9150 (рисунок ).

 

Профиль метрической резьбы: H – высота исходного треугольника, H = 0,866P, H1=0,541P; 3/8H = 0,325P; H/8 = 0,108P; H/4 = 0,216P

Метрическая резьба может выполняться с крупным и мелким шагом. Мелкий шаг назначается для тонкостенных деталей, при короткой длине свинчивания, равной высоте гайки, при работе в условиях вибрационных нагрузок. Зависимость шага от диаметра резьбы и ряды предпочтительного применения установлены в ГОСТ 8724 (таблица ).

Основные размеры метрической резьбы выполняются но ГОСТ 24705. Расчетные значения диаметров резьбы (d1, d2, d3) могут быть определены по формулам таблицы 6.2.

Основные параметры – общие для наружной (болта) и внутренней (гайки) резьбы: номинальный наружный диаметр d (D) (указывается в условном обозначении резьбы), номинальный внутренний диаметр d1 (D1), номинальный средний диаметр d2 (D2), шаг резьбы Р, угол профиля α = 60°, высота исходного треугольника витка H; рабочая высота витка Н1.

Форма впадины у наружной резьбы может быть плоскосрезанной (по диаметру d1) или радиусной (по диаметру d3). Во втором случае резьба более прочная.

Свинчиваемость болта и гайки производится по среднему диаметру.

Средний диаметр (ГОСТ 11708) – это диаметр воображаемого, соосного с резьбой цилиндра, который делит профиль резьбы так, что толщина витка равна ширине впадины и равна половине шага (P/2).

Допуски и посадки метрической резьбы с зазором. Система допусков на резьбу должна обеспечивать как свинчиваемость, так и прочность резьбового соединения. Наиболее широко применяются соединения с зазорами, однако могут быть соединения с натягами и с переходными посадками. Система допусков для посадок с зазором установлена ГОСТ 16093. Все отклонения и допуски отсчитываются от номинального профиля в направлении, перпендикулярном оси резьбы (рисунок). По ГОСТ 16093 установлены степени точности на средний диаметр резьбы с 3-й по 10-ю в порядке убывания точности. В качестве основного принят допуск 6-й степени точности. Резьбы 6-й степени могут быть получены фрезерованием, нарезанием резцом, гребенкой, метчиком, плашкой, при накатывании роликом. Более точные степени требуют после операций нарезания применять шлифование профиля резьбы. Степени 3,4,5 используются для коротких резьб с мелким шагом. Для резьб с крупным шагом, при увеличенной длине свинчивания, рекомендуется применять 7-ю или 8-ю степень точности.

(При выборе параметров резьб рекомендуется использовать данные таблицы «Диаметры и шаги по ГОСТ 8724»  и таблицы «Числовые значения основных отклонений диаметров наружной и внутренней резьбы, мкм, по ГОСТ 16093). Установлены допуски по наружному диаметру больа Td (4, 6, 8 степени точности), а для гайки допуски по внутреннему диаметру – TD1 (4, 5, 6, 7, 8 степени точности) (см. таблицу). По ГОСТ 16093 допуски на шаг резьбы и угол профиля не установлены, возможные отклонения по ним допускаются за счет изменения среднего диаметра резьбы и введения диаметральных компенсаций. Геометрически средний диаметр, шаг и угол профиля взаимозависимы. Поэтому стандартный (табличный) допуск на средний диаметр является суммарным и определяется по формуле:

Td2(TD2) = T' d2 (T'D2) + fp + fα,

где T'd2 (T'D2) – часть суммарного допуска, которая определяет допустимое отклонение собственно среднего диаметра болта (гайки);

fp  диаметральная компенсация погрешностей по шагу;

fp = Pn·ctg α/2, при α = 60° fp = 1,732∆Pn;

Рп – погрешность шага, в мкм, на всей длине свинчивания;

fαдиаметральная компенсация погрешностей половины угла профиля:

Таблица  – Диаметры и шаги по ГОСТ 8724

Номинальный диаметр d

Шаг резьбы Р

Номинальный размер d

Шаг резьбы Р

1-й ряд

2-й ряд

3-й ряд

Крупный

Мелкий

1-й ряд

2-й ряд

3-й ряд

Крупный

Мелкий

5

0,8

0,5

52

5

4; 3; 2; 1,5; 1

6

1

0,5

55

4; 3; 2; 1,5

8

1,25

1; 0,75; 0,5

56

60

5,5

4; 3; 2; 1,5; 1

10

1,5

1,25; 1; 0,75; 0,5

58; 62

4; 3; 2; 1,5;

12

1,75

1,5; 1,25; 1; 0,75; 0,5

64

68

6

4; 3; 2; 1,5; 1

14

2

1,5; 1,25; 1; 0,75; 0,5

65

4; 3; 2; 1,5

15; 17

1,5; 1

70

6; 4; 3; 2; 1,5

16

2

1,5; 1; 0,75; 0,5

75

4; 3; 2; 1,5

20

18; 22

2,5

2; 1,5; 1; 0,75; 0,5

72; 80

76

6; 4; 3; 2; 1,5; 1

24

27

3

2; 1,5; 1; 0,75; 0,5

78; 82

2

25; 28

2; 1,5; 1

90

85

6; 4; 3; 2; 1,5

30

33

3,5

2; 1,5; 1; 0,75; 0,5

95

6; 4; 3; 2; 1,5

26; 35; 38

1,5

100

105

6; 4; 3; 2; 1,5

36

39

4

3; 2; 1,5; 1

110

115

6; 4; 3; 2; 1,5

40

3; 2; 1,5

120

6; 4; 3; 2; 1,5

42

45

4,5

4; 3; 2; 1,5; 1

125

130

8; 6; 4; 3; 2; 1,5

48

5

4; 3; 2; 1,5; 1

140; 160

150; 170

8; 6; 4; 3; 2; 1,5

50

3; 2; 1,5

180; 200

190

8; 6; 4; 3; 2

Погрешность половины угла наклона боковой стороны профиля – α/2 определяется как среднее арифметическое абсолютных величин отклонений правой и левой половин угла профиля резьбы. Диаметральная компенсация равна разности средних диаметров гайки и болта, что обеспечит их свинчиваемость. Для обеспечения свинчиваемости средний диаметр болта необходимо уменьшить, а средний диаметр гайки увеличить в процессе обработки.

Схемы расположения полей допусков по среднему диаметру: а – болта; б – гайки

Таблица  – Числовые значения основных отклонений диаметров наружной и внутренней резьбы, мкм, по ГОСТ 16093

Шаг резьбы Р, мм

Наружная резьба, es для d и d2

Внутренняя резьба, EI для D и D1

d

e

f

g

E

F

G

0,5

–50

–36

–20

+50

+36

+20

0,75

–56

–38

–22

+56

+38

+22

0,8

–60

–38

–24

+60

+38

+24

1,0

–90

–60

–40

–26

+60

+40

+26

1,25

–95

–63

–42

–28

+63

+42

+28

1,5

–95

–67

–45

–32

+67

+45

+32

1,75

–100

–71

–48

–34

+71

+48

+34

2,0

–100

–71

–52

–38

+71

+52

+38

2,5

–106

–80

–58

–42

+80

+42

3,0

–112

–85

–63

–48

+85

+48

3,5

–118

–90

–53

+90

+53

4,0

–125

–95

–60

+95

+60

4,5

–132

–100

–63

+100

+63

5,0

–132

–106

–71

+106

+71

5,5

–140

–112

–75

+112

+75

6,0

–140–

–118

–80

+118

+80

Примечание: Основные отклонения для h и H равны 0.

Если обозначение поля допуска диаметра выступов совпадает с обозначением поля допуска среднего диаметра, то оно в обозначении поля допуска резьбы не повторяется: 6g; 6Н.

Точность резьбы зависит от длины свинчивания, (длины участка взаимного перекрытия наружной и внутренней резьбы в осевом направлении), так как чем длиннее резьба, тем больше накопленная погрешность шага. Три группы длин свинчивания устанавливает ГОСТ 16093: S – короткие; N – нормальные; L  длинные (см. таблицу 6.7). Для нормальной (N) длины высота гайки равна 0,8d.

Нормальная длина свинчивания в обозначении резьбы не указывается, в остальных случаях необходимо указывать длину свинчивания, например:

- М18×1,5–4H5HLH – гайка, шаг р = 1,5; D = 18; TD2 по 4Н, TD1 по 5H, резьба левая; (завинчивают против часовой стрелки);

- М18–6H – гайка с крупным шагом р = 2,5, 6-й степени точности, с основным отклонением Н для среднего и внутреннего диаметров;

- M18–6g–40 – болт с крупным шагом р = 2,5, 6-й степени точности с основным отклонением g для среднего и наружного диаметров, длина свинчивания – 40 мм.

В соответствии со сложившейся ранее практикой поля допусков условно сгруппированы в три класса точности и рекомендованы к применению в зависимости от длины свинчивания (таблица 6.8).

Точный класс применяется для резьбы с мелким шагом, для точной кинематической резьбы приборов и для резьбообразующего инструмента.

Средний класс получил наибольшее применение. В машиностроении наиболее часто для резьбы с мелким шагом используют поля допусков: для болтов – 5g6g, а для гайки – 5Н.

Грубый класс применяется для резьбы в длинных глухих отверстиях, при пониженных требованиях к точности.

Таблица  – Поля допусков метрической резьбы с зазором по ГОСТ 16093

Класс точности по ОСТ

Длина свинчивания

Наружная резьба

Внутренняя резьба

Точный

S

N

L

(3h4h)

4g*; 4h

(5h4h)

4H

4H5H; 5H

6H

Средний

S

N

L

5g6g; (5h6h)

6d; 6e; 6f; 6g*; 6h

(7e6e);7g6g;(7h6h)

(5G); 5H

6G; 6H*

(7G); 7H

Грубый

S

N

L

----------

8g; (8h)

(9g8g)

--------

7G; 7H

(8G); 8H

Примечания: 1 В рамку заключены предпочтительные поля допусков.

2 Применение полей допусков, отмеченных знаком *, не рекомендуются.

8.2.2.         Штифтовые соединения

Образуются совместным сверлением соединяемых деталей и установкой в отверстие с натягом специальных цилиндрических или конических штифтов.

Соединения предназначены для точного взаимного фиксирования деталей, а также для передачи небольших нагрузок.

Конструкции штифтов многообразны. Известны цилиндрические (а,б), конические (в,г,д), цилиндрические пружинные разрезные (е), просечённые цилиндрические, конические и др. (ж,з,и,к), простые, забиваемые в отверстия  (б,в), выбиваемые из сквозных отверстий с другой стороны (гладкие,   с насечками и канавками, пружинные, вальцованные из ленты, снабжённые резьбой для закрепления или  извлечения (д) и т.д. Применяются специальные срезаемые штифты, служащие предохранителями.

Гладкие штифты выполняют из стали 45 и А12, штифты с канавками и пружинные – из пружинной стали.

При закреплении колёс на валу штифты передают как вращающий момент, так и  осевое усилие.

Достоинства штифтовых соединений:

  •  простота конструкции;
  •  простота монтажа-демонтажа;
  •  точное центрирование деталей благодаря посадке с натягом;
  •  работа в роли предохранителя, особенно при креплении колёс к валу.

Недостатком штифтовых соединений является ослабление соединяемых деталей отверстием.

Подобно заклёпкам штифты работают на срез и смятие. Соответствующие расчёты выполняют обычно как проверочные

      

Штифты с канавками рассчитывают также, как гладкие, но допускаемые напряжения материала занижают на 50%.

8.2.3.           Шпоночные соединения

Передают вращающий момент между валом и колесом. Образуются посредством шпонки, установленной в сопряжённые пазы вала и колеса.

Шпонка имеет вид призмы, клина или сегмента, реже применяются шпонки других форм.

Шпоночные соединения:

  •  просты,  надёжны;
  •  удобны в сборке-разборке;
  •  дёшевы.

Шпонки, однако:

  •  ослабляют сечение валов и ступиц колёс;
  •  концентрируют напряжения в углах пазов;
  •  нарушают центрирование колеса на валу (для этого приходится применять две противоположные шпонки).

Шпоночные соединения могут быть:

  •  ненапряжёнными,  выполняемыми призматическими или сегментными шпонками. Они передают момент только боковыми гранями;
  •  напряжёнными, выполняемыми клиновыми шпонками. Они передают момент за счёт сил трения по верхним и нижним граням.

Шпонки всех основных типов стандартизованы.

Для призматических шпонок стандарт указывает ширину и высоту сечения. Глубина шпоночного паза в валу принимается как 0,6 от высоты шпонки.

Призматические и сегментные шпонки всех форм  испытывают смятие боковых поверхностей и срез по средней продольной плоскости:  

;      ,

здесь  h – высота сечения шпонки,   d – диаметр вала,     b – ширина сечения шпонки, l – рабочая длина шпонки (участок,  передающий момент).

Исходя из статистики поломок,  расчёт на смятие проводится как проектный. По известному диаметру вала задаются стандартным сечением призматической шпонки и рассчитывают её рабочую длину.

Расчёт на срез – проверочный. При невыполнении условий прочности увеличивают рабочую длину шпонки. 

ДОПУСКИ  II  ПОСАДКИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для соединения втулок, шкивов, муфт, рукояток и других деталей машин с валами, когда к точности центрирования соединяемых деталей не предъявляют особых требований, применяют шпонки. Размеры, допуски и посадки большинства типов шпонок и пазов для них унифицированы для всех стран — членов СЭВ. Для получения различных посадок призматических шпонок установлены поля допусков на ширину b шпонок, пазов валов и втулок (ГОСТ 23360—78). Для ширины шпонки установлено поле допуска h9 (для высоты шпонки h11 и для длины h14, что делает возможным их централизованное изготовление независимо от посадок. Установлены следующие три типа шпоночных соединений: свободное, нормальное и плотное. Для свободного соединения установлены поля допусков ширины b для паза на валу Н9 и для паза во втулке D10, что дает посадку с зазором; для нормального соединения — соответственно N9 и Js9; для плотного соединения — одинаковые ноля допусков на ширину b для паза на валу и паза во втулке Р9. Нормальные и плотные соединения имеют переходные посадки. Контроль шпоночных соединений осуществляют комплексными калибрами. Допуски калибров для шпоночных соединений регламентированы ГОСТ 24109—80, а их конструкции и размеры ГОСТ 24110—80 . . . ГОСТ 24121—80.

Требования к оформлению шпоночных соединений на чертежах

Предельные отклонения размеров для выбранных полей допусков следует определять по таблицам ГОСТ 25347 или по таблицам 1.1, 1.2 и 1.3 данного пособия. Примеры оформления шпоночного соединения на сборочном чертеже, поперечных сечений вала и втулки, участвующих в соединении с призматической шпонкой, представлены на рисунках.

а)                                                                б)

1 – втулка; 2 – шпонка; 3 – вал

Выполнение шпоночного соединения: а – поперечное сечение в сборе; б – сечение шпонки

При выполнении поперечного сечения шпоночного соединения необходимо указать посадки, а у шпонки - поля допусков на размеры b и h шпонки в смешанном виде и шероховатости поверхностей. На чертежах поперечных сечений вала и втулки необходимо указать шероховатости поверхностей, поля допусков на размеры b, d и D в смешанном виде, а также следует нормировать размеры глубины пазов: на валу t1  предпочтительный вариант или (dt1) с отрицательным отклонением и во втулке (d + t2) -предпочтительный вариант или ь с положительным отклонением. В обоих случаях отклонения выбираются в зависимости от высоты шпонки h (см. таблицу 4.1). Кроме этого, на чертежах поперечных сечений вала и втулки необходимо ограничивать допусками точность формы и взаимного расположения поверхностей. Предъявляются требования по допустимым отклонениям от симметричности шпоночных пазов и параллельности плоскости симметрии паза относительно оси детали (базы). Допуск параллельности следует принимать равным 0,5IT9, допуск симметричности при наличии в соединении одной шпонки – 2IT9, а при двух шпонках, расположенных диаметрально, – 0,5IT9 от номинального размера b шпонки. Допуски симметричности могут быть зависимыми в крупносерийном и массовом производстве.

а)                                                             б)

Поперечные сечения: а – вала, шпоночный паз исполнения 2; б – втулки

Таблица 4.2 – Рекомендации по выбору полей допусков по ширине шпонки b

Элементы соединения

Плотное

Нормальное

Свободное

Ширина шпонки

h9

Ширина паза на валу

P9

N9

H9*); N9

Ширина паза на втулке

P9; Js9

D10*); Js9

D10

Примечание. *) Для шпоночных соединений с длинными (при l > 2d) шпонками.

14.2. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Вследствие смятия и среза шпонок, ослабления сечения валов и втулок пазами и образования концентраторов напряжений шпоночные соединения не могут передавать большие крутящие моменты. В результате перекосов и смещения пазов, а также контактных деформаций от радиальных сил в шпоночных соединениях возможен перекос втулки на валу. Эти недостатки шпоночных соединений ограничивают область их применения и обусловливают замену их шлицевыми соединениями, которые передают большие крутящие моменты, имеют большее сопротивление усталости и высокую точность центрирования и направления.

                       Виды шлицевых соединений

Шлицы образуются выступами на валу, входящими в сопряжённые пазы ступицы колеса.

Как по внешнему виду, так и по динамическим условиям работы  шлицы можно  считать многошпоночными соединениями. Некоторые авторы называют их зубчатыми соединениями.

В основном используются прямобочные шлицы (а), реже встречаются эвольвентные (б) ГОСТ 6033-57 и треугольные (в) профили шлицов.

Прямобочные шлицы могут центрировать колесо по боковым поверхностям (а), по наружным поверхностям (б), по внутренним поверхностям (в).

В сравнении со шпонками шлицы:

имеют большую несущую способность;

лучше центрируют колесо на валу;

усиливают сечение вала за счёт большего момента  инерции ребристого сечения по сравнению с круглым;

требуют специального оборудования для изготовления отверстий.

Основными критериями работоспособности шлицов являются:

сопротивление боковых поверхностей смятию (расчёт аналогичен шпонкам);

сопротивление износу при фреттинг-коррозии (малые взаимные вибрационные перемещения).

В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делят на прямобочные, эвольвентные и треугольные. Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев имеют существенные преимущества по сравнению с прямобочными: они могут передавать большие крутящие моменты, имеют на 10— 40 % меньше концентрацию напряжений у основания зубьев, повышенную циклическую долговечность, обеспечивают лучшее центрирование и направление деталей, проще в изготовлении и т. п. Шлицевые соединения с треугольным профилем не стандартизованы; их применяют чаще всего вместо посадок с натягом, а также при тонкостенных втулках для передачи небольших крутящих моментов.

Допуски и посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем зубьев [ГОСТ 1139-80 (СТ СЭВ 187—75, СТ СЭВ 188-75) определяются их назначением и принятой системой центрирования втулки относительно вала. Существуют три способа центрирования: по наружному диаметру D? по внутреннему диаметру d) и по боковым сторонам зубьев b.

а)                                        б)                                        в)

Способы центрирования в прямобочных  шлицевых соединениях: а – по наружному диаметру D; б – по внутреннему диаметру d; в – по боковым сторонам зубьев b.

Центрирование по внутреннему диаметру а целесообразно, когда втулка имеет высокую твердость и ее нельзя обработать чистовой протяжкой (отверстие шлифуют на обычном внутришлифовальном станке) или когда могут возникнуть значительные искривления длинных валов после термической обработки. Способ обеспечивает точное центрирование и применяется обычно для подвижных соединений.

Центрирование по наружному диаметру D рекомендуется, когда втулку термически не обрабатывают или когда твердость ее материала после термической обработки допускает калибровку протяжкой, а вал — фрезерование до получения окончательных размеров зубьев. Такой способ прост и экономичен. Его применяют для неподвижных соединений, а также для подвижных, воспринимающих небольшие нагрузки.

Центрирование по боковым сторонам зубьев d целесообразно при передаче знакопеременных нагрузок, больших крутящих моментов, а также при реверсивном движении. Этот метод способствует более равномерному распределению нагрузки между зубьями, но не обеспечивает высокой точности центрирования и поэтому редко применяется.

Посадки шлицевых соединений назначают в системе отверстия по центрирующей цилиндрической поверхности и по боковым поверхностям впадин втулки и зубьев вала (т. е. по d и b или D и b или только по b). Допуски и основные отклонения размеров d. D, b шлицевого соединения назначают по ГОСТ 25346—82. Поля допу сков валов и втулок, установленные для шлицевых прямобочных соединений (ГОСТ 1139—80), приведены в табл. 14.1.

Посадки назначают в зависимости от способа центрирования, например: Н7/f7, Н7/g6 для d, D9/h9; F10/f9 для b; Н7/f7, Н7/g6 для D (дают соединения с зазором); Н7/n6, Н7/js6 для d и D (дают соединения с переходными посадками). При высоких требованиях к точности центрирования стремятся получить наименьшие зазоры по центрирующим диаметрам; это также увеличивает долговечность соединений.

Для нецентрирующих диаметров установлены следующие поля допусков: для D при центрировании по d или b а11 для вала и Н12 для втулки; для d при центрировании по D или b Н11 для втулки. При указанных полях допусков нецентрирующих диаметров создаются значительные зазоры, обеспечивающие сопряжения только по посадочным поверхностям и облегчающие сборку шлицевых соединений.

Выбор серии зависит от величины передаваемой нагрузки.

Основные элементы шлицевого соединения с прямобочным профилем зуба: а  сечение втулки; б – сечение вала

Обозначения шлицевых соединений валов и втулок должны содержать букву, обозначающую поверхность центрирования, число зубьев и номинальные размеры d, D и b соединения вала и втулки, обозначения полей допусков или посадок диаметров, а также размера b, помещаемого после соответствующих размеров.

Пример условного обозначения соединения с числом зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 36 мм, наружным диаметром D = 40 мм, шириной зуба b = 7 мм, с центрированием по внутреннему диаметру, посадкой по диаметру центрирования Н7/е8 и по размеру b/D9/f8: d — 8 X 36H7/е8 X 40Н12/а11 х 7D9/f8; то же, при центрировании по наружному диаметру с посадкой по диаметру центрирования Н8/h7 и по размеру b F10/h9: D - 8 X 36 X 40Н8/h7 X 7F10/h9; то же, при центрировании по боковым сторонам: b8 X 36 X 40Н12/а11 X 7D9/h8.

Пример условного обозначения отверстия втулки того же соединения при центрировании по внутреннему диаметру: d — 8 X 36Н7 X 40Н12 X 7D9 — и  вала:   d — 8 X 36е8 X 40а11 X 7f8.

Таблица Основные размеры по ГОСТ 1139 прямобочных шлицевых соединений, мм

Z×d×D

b

d1

R

Z×d×D

b

d1

R

Z×d×D

b

d1

R

Легкая серия

Средняя серия

Тяжелая серия

6×23×26

6

22,1

0,2

6×11×14

3,0

9,9

0,2

10×16×20

2,5

14,1

0.2

6×26×30

6

24,6

"

6×13×16

3,5

12,0

"

10×18×23

3,0

15,6

"

6×28×32

7

26,7

"

6×16×20

4,0

14,5

"

10×21×26

3,0

18,5

"

8×32×36

6

30,4

0,3

6×18×22

5,0

16,7

"

10×23×29

4,0

20,3

"

8×36×40

7

34,5

"

6×21×25

5,0

19.5

"

10×26×32

4,0

23,0

0,3

8×42×46

8

40,4

"

6×23×28

6,0

21.3

"

10×28×35

4,0

24,4

"

8×46×50

9

44,6

"

6×26×32

6,0

23,4

0,3

10×32×40

5,0

28,0

"

8×52×58

10

49,7

0,5

6×28×34

7,0

25.9

"

10×36×45

5,0

31,3

"

8×56×62

10

53,6

"

8×32×38

6,0

29,4

"

10×42×52

6,0

36,9

"

8×62×68

12

59,8

"

8×36×42

7,0

33,5

"

10×46×56

7,0

40,9

0,5

10×72×78

12

69.6

"

8×42×48

8,0

39.5

16×52×60

6,0

47,0

"

10×82×88

12

79,3

"

8×46×54

9,0

42,7

0.5

16×56×65

5,0

50,6

"

10×92×98

14

89,4

"

8×52×60

10,0

48,7

"

16×62×72

6,0

56,1

"

10×102×108

16

99,9

"

8×56×65

10,0

52,2

"

16×72×82

7,0

65,9

"

10×112×120

18

108,8

"

8×62×72

12,0

57.8

"

20×82×92

6,0

75,6

"

10×72×82

12,0

67,4

"

20×92×102

7,0

85,5

"

10×82×92

12,0

77,1

20×102×115

8,0

94,0

"

10×92×102

14,0

87,3

20×112×125

9,0

104,0

10×102×112

16,0

97,7

"

"

10×112×125

18,0

106,3

"

"

Примечание: Размер R соответствует максимальному значению

Выбор типа шлицевых соединений связан с их конструктивными и технологическими особенностями. Для точных соединений, которые предназначены для передачи значительных крутящих моментов и имеют реверсивное движение, целесообразнее применять соединения с эвольвентным профилем при центрировании по боковым сторонам зубьев.

В настоящем пособии рассматриваются только шлицевые соединения с прямобочными шлицами.

 Примеры оформления поперечных сечений деталей шлицевого прямобочного соединения

Оформление поперечных сечений деталей шлицевого прямобочного соединения на чертежах производится в соответствии с требованиями ЕСКД по ГОСТ 2.409 (см. рисунок 4.10). Рассмотрен пример неподвижного шлицевого соединения при центрировании по наружному диаметру с незакаленным отверстием во втулке.

                 

а)

б)

в)

Оформление поперечных сечений шлицевого соединения: а – шлицевое соединение в сборе; б – сечение вала D–8×36b12×40f7×7f7; в – сечение втулки D–8×36H11×40H7×7F8

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ    

  •  В чём различие между разъёмными и неразъёмными соединениями ?
  •  Где и когда применяются сварные соединения ?
  •  Каковы достоинства и недостатки сварных соединений ?
  •  Каковы основные группы сварных соединений ?
  •  Как различаются основные типы сварных швов ?
  •  Каковы достоинства и недостатки заклёпочных соединений ?
  •  Где и когда применяются заклёпочные соединения ?
  •  Каковы критерии прочностного расчёта заклёпок ?
  •  В чём состоит принцип конструкции резьбовых соединений ?
  •  Каковы области применения основных типов резьб ?
  •  Каковы достоинства и недостатки резьбовых соединений ?
  •  Для чего необходимо стопорение резьбовых соединений ?
  •  Какие конструкции применяются для стопорения резьбовых соединений ?
  •  Как распределяется нагрузка по виткам при затяжке резьбы ?
  •  Как учитывается податливость деталей при расчёте резьбового соединения ?
  •  Какой диаметр резьбы находят из прочностного расчёта ?
  •  Какой диаметр резьбы служит для обозначения резьбы ?
  •  Какова конструкция и основное назначение штифтовых соединений ?
  •  Каковы виды нагружения и критерии расчёта штифтов ?
  •  Какова конструкция и основное назначение шпоночых соединений ?
  •  Каковы виды нагружения и критерии расчёта шпонок ?
  •  Какова конструкция и основное назначение шлицевых соединений ?
  •  Каковы виды нагружения и критерии расчёта шлицов ?

9. УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ В   МАШИНАХ

В каждой машине есть специфические детали, принципиально отличающиеся от всех остальных. Их называют упругими элементами. Упругие элементы имеют разнообразные, весьма непохожие друг на друга конструкции. Поэтому можно дать общее определение.

Упругие элементы –  детали, жёсткость которых намного меньше, чем у остальных, а деформации выше.

Благодаря этому своему свойству упругие элементы  первыми воспринимают удары, вибрации, деформации.

Чаще всего упругие элементы легко обнаружить  при осмотре машины, как, например, резиновые покрышки колёс, пружины и рессоры, мягкие кресла водителей и машинистов.

Иногда упругий элемент скрыт под видом другой детали, например, тонкого торсионного вала, шпильки с длинной тонкой шейкой, тонкостенного стержня, прокладки,  оболочки и т.п. Однако и здесь опытный конструктор сможет распознать и применять  такой "замаскированный" упругий элемент именно по сравнительно малой жёсткости.

На железной дороге из-за тяжести транспорта деформации деталей пути достаточно велики. Здесь упругими элементами, наряду с рессорами подвижного состава, фактически становятся рельсы, шпалы (особенно деревянные, а не бетонные) и грунт  путевой насыпи.

Упругие элементы находят широчайшее применение:

  •  для амортизации (снижение ускорений и сил инерции при ударах и вибрации за счёт значительно большего времени деформации упругого элемента по сравнению с жёсткими деталями);
  •  для создания постоянных сил (например, упругие и разрезные шайбы  под гайкой создают постоянную  силу трения в витках резьбы, что препятствует самоотвинчиванию);
  •  для силового замыкания механизмов (чтобы исключить нежелательные зазоры);
  •  для аккумуляции (накопления) механической энергии (часовые пружины, пружина оружейного бойка, дуга лука, резина рогатки, согнутая вблизи студенческого лба линейка и т.д.);
  •  для измерения сил (пружинные весы основаны на связи веса и деформации измерительной пружины по закону Гука).

Обычно упругие элементы выполняются в виде пружин различных конструкций.

Основное распространение в машинах имеют упругие пружины сжатия и растяжения. В этих пружинах витки подвержены кручению.  Цилиндрическая  форма пружин   удобна для размещения их в машинах.

Основной характеристикой пружины, как и всякого упругого элемента, является жёсткость или обратная ей податливость. Жёсткость K определяется зависимостью упругой силы F от деформации x. Если эту зависимость можно считать линейной, как в законе Гука, то жёсткость  находят делением силы на деформацию                  K = F / x.

Если зависимость нелинейна, как это и бывает  в реальных конструкциях, жёсткость находят, как производную от силы по деформации  K=F/x.

Очевидно, что здесь нужно знать вид функции  F=f(x).

Для больших нагрузок при необходимости рассеяния энергии вибрации и ударов применяют пакеты упругих элементов (пружин).

Идея состоит в том, что при деформации составных или слоистых пружин  (рессор) энергия рассеивается за счёт взаимного трения элементов.

Пластинчатые пакетные рессоры успешно применялись с первых шагов транспортного машиностроения – ещё в подвеске карет, применялись они и на электровозах, и электропоездах первых выпусков, где были из-за нестабильности сил трения позже заменены витыми пружинами с параллельными демпферами, их можно встретить в некоторых моделях автомобилей и строительно-дорожных машин.

Пластинчатые рессоры  обладают большим демпфированием (способностью рассеивать вибрацию).

Пакет тарельчатых пружин используется для амортизации ударов и вибрации в межтележечной упругой муфте электровозов ЧС4 и ЧС4Т.

Материалы для упругих элементов должны иметь высокие упругие свойства, а главное, не терять их со временем.

Основные материалы для пружин – высокоуглеродистые стали 65,70, марганцовистые стали 65Г, кремнистые стали 60С2А, хромованадиевая сталь 50ХФА и т.п. Все эти материалы имеют более высокие механические свойства по сравнению с обычными конструкционными сталями.

Упругие элементы требуют весьма точных расчётов. В частности, их обязательно рассчитывают на жёсткость, поскольку это главная характеристика.

Однако конструкции упругих элементов столь разнообразны, а расчётные методики столь сложны, что привести их в какой-либо обобщённой формуле невозможно. Тем более в рамках нашего курса, который на этом закончен.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

  1.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. – М.: Машиностроение, 1999.
  2.  Байзельман Р.Д. и др. Подшипники качения.– М.: Машиностроение, 1975.
  3.  Беляков В.М., Жарков М.С., Фёдоров В.В., Янковский В.В. Зубчатые передачи подвижного состава: Учебное пособие для студентов. Куйбышев.: КИИТ, 1990.
  4.  Биргер И.А., Иосилевич Г.Б. Резьбовые соединения.– М.: Машиностроение, 1973.
  5.  Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчёты на прочность деталей машин.– М.: Машиностроение, 1979.
  6.  Волков Д.П., Крайнев А.Ф. Трансмиссии строительных и дорожных машин.– М.: Машиностроение, 1984.
  7.  Валы и оси. Конструирование и расчёт/ Под ред. Серенсена. М.: Машиностроение, 1980.
  8.  Голованов Н.Ф. и др. Планетарные передачи.– М.: Машиностроение, 1980.
  9.  Гузенков П.Г. Детали машин.–  М.: Высшая школа, 1986.
  10.  Детали машин: Справочник/ Под ред. Ачеркана.Н.С. В 3-х тт.– М.: Машиностроение, 1968-1969.
  11.  Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1988.
  12.  Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие для вузов/ Под ред. Ничипорчика С.Н.– Минск: Вышэйша Школа, 1981.
  13.  Динамика машин и управление машинами: Справочник/ Под ред.     Крейнина Г.В.– М.: Машиностроение, 1988
  14.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.– М.: Высшая школа, 2001.
  15.  Единая система конструкторской документации: Основные положения.–М.: Издательство стандартов, 1985.
  16.  Иванов М.Н. Детали машин.– М.: Высшая школа, 1991.
  17.  Иванов М.Н. Волновые зубчатые передачи.– М.: Высшая школа, 1981.
  18.  Иосилевич Г.Б. Детали машин.–М.: Машиностроение,1988.
  19.  Кац Г.Б., Ковалёв А.П. Технико-экономический анализ и оптимизация конструкций машин.– М.: Машиностроение, 1991.
  20.  Климов К.И. Антифрикционные пластичные смазки.– М.: Химия, 1988.
  21.  Крайнев А.Ф. Детали машин: Словарь-справочник. М.: Машиностроение, 1992.
  22.  Куклин Н.Г, Куклина Г.С. Детали машин.– М.: Высшая школа, 1984.
  23.  Кудрявцев В.Н. Детали машин.– М.-Л.: Высшая школа, 1980.
  24.  Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для вузов/ Под ред. Ицковича Г.М.–  М.: Высшая школа, 1970.
  25.  Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей/ Под ред. Чернавского С.А.–  М.: Машиностроение, 1988.
  26.  Машиностроение. Энциклопедия: Детали машин. Конструкционная прочность. Т. IV/ Под общ. ред. Решетова Д.Н.–  М.: Машиностроение, 1995.
  27.  Николаев Г.А. и др. Проектирование сварных конструкций в машиностроении.– М.: Машиностроение, 1975.
  28.  Подшипники качения: Справочник-каталог / Под общ. ред. Косташевского Р.В.–  М.: Машиностроение, 1984.
  29.  Проектирование механических передач: Учебное пособие для машиностроительных техникумов/ Под ред. Чернавского С.А.– М.: Машиностроение, 1984.
  30.  Проблемы надёжности и ресурса в машиностроении.– М.: Наука, 1988.
  31.  Расчёт и выбор подшипников качения: Справочник/ Под ред. Спицына  Н.А.– М.: Машиностроение, 1974.
  32.  Решетов Д.Н. Детали машин.– М.: Машиностроение, 1989.
  33.  Решетов Д.Н. и др. Надёжность машин.– М.: Высшая школа, 1988.
  34.  Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам.– Л.: Политехника, 1991.
  35.  Сборник задач и примеров расчёта по курсу деталей машин/ Под ред.    Ицковича Г.М.– М.: Машиностроение, 1975.
  36.  Серенсен С.В. и др. Несущая способность и расчёты деталей машин на прочность.– М.: Машиностроение, 1975.
  37.  Сомов Ю.С. Композиция в технике.– М.: Машиностроение, 1987.
  38.  Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н. Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник.– М.: Машиностроение, 1983.
  39.  Толстоногов А.А. Янковский В.В., Жарков М.С. Проектирование планетарного редуктора: Методические указания для студентов.– Самара.: СамИИТ, 1993.
  40.  Толстоногов А.А., Жарков М.С., Янковский В.В. Проектирование волнового редуктора. Методические указания для студентов.– Самара: СамИИТ, 1995.
  41.  Трение, изнашивание, смазка: Справочник/ В.В. Алисин и др.– М.: Машиностроение, 1980.
  42.  Трухман В.М., Фёдоров В.В.. Янковский В.В. Расчёт  закрытых цилиндрических передач на ЭВМ: Методические указания для студентов.– Куйбышев: КИИТ, 1985.
  43.  Чернавский С.А. Подшипники скольжения.– М.: Машгиз, 1963.
  44.  Янковский В.В., Фёдоров В.В. Расчёт червячных передач на ЭВМ: Методические указания для студентов.–  Куйбышев: КИИТ, 1987.
  45.  Янковский В.В. Фёдоров В.В. и др. Расчёт конической зубчатой передачи:  Методические указания для студентов. – Куйбышев: КИИТ, 1980. 


 
ПАРОВАЯ МАШИНА УАТТА 1774 г.

ТРЁХКОЛЁСНЫЙ ПАРОВОЗ ГОРДОНА 1824г

 НАПРЯЖЕНИЯ В МАТЕРИАЛЕ ДЕТАЛИ

ДОЛЖНЫ БЫТЬ МЕНЬШЕ ДОПУСКАЕМЫХ

 ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

   ПРЯМОЗУБАЯ;      КОСОЗУБАЯ;           ШЕВРОННАЯ;       ВНУТРЕННЯЯ.

 ВЫКРАШИВАНИЕ

 ИЗНОС

 ЗАЕДАНИЕ

ИЗЛОМ

 НОРМАЛЬНАЯ СИЛА   Fn

и ЕЁ ПРОЕКЦИИ     Fa, Fr, Ft..

 CЖАТИЕ ЦИЛИНДРОВ

 ИЗГИБ И СЖАТИЕ ЗУБА   

ПЛАНЕТАРНАЯ ПЕРЕДАЧА

1- солнечное колесо, 2 - сателлиты,

    3- корончатое колесо, 4 - водило.

ГЕНЕРАТОР ВОЛН

 ВОЛНОВАЯ ПЕРЕДАЧА

1- ВХОДНОЙ ВАЛ;

2- ГЕНЕРАТОР ВОЛН;

3- ГИБКОЕ КОЛЕСО;

4- ЖЁСТКОЕ КОЛЕСО;

5- ВЫХОДНОЙ ВАЛ.

 ЗАЦЕПЛЕНИЕ  НОВИКОВА

 КОЛЁСА С ОДНОЙ ЛИНИЕЙ ЗАЦЕПЛЕНИЯ    С ДВУМЯ ЛИНИЯМИ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

                            КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

   СХЕМА КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

  КОНСТРУКЦИЯ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

  ОСЕВОЕ СЕЧЕНИЕ ЧЕРВЯКА

ρ1 =  

     СОЕДИНЕНИЕ ВЕНЦА СО СТУПИЦЕЙ

      ОТЛИВКА                       ФЛАНЕЦ                        ПОСАДКА

      В СТУПИЦУ            ПОД БОЛТЫ            С НАТЯГОМ

 ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ   КОНИЧЕСКАЯ

ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

  СХЕМА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

ОСНОВНЫЕ  СЕЧЕНИЯ РЕМНЕЙ

   СИЛЫ В ВЕТВЯХ РЕМНЯ

 ХОЛОСТОЙ ХОД          С  НАГРУЗКОЙ     

 К ОПРЕДЕЛЕНИЮ СИЛ  В РЕМНЕ

                       ПЛОСКОРЕМЕННЫЕ ШКИВЫ

          ЧУГУННЫЕ  ЛИТЫЕ                               

 СТАЛЬНЫЕ И       

 ЛЕГКОСПЛАВНЫЕ  ЛИТЫЕ

 СОЕДИНЕНИЯ  КОНЦОВ  РЕМНЯ

           КЛИНОРЕМЕННЫЕ ШКИВЫ

       ВАЛЫ ПЕРЕДАЧ, НЕСУЩИЕ ДЕТАЛИ ПЕРЕДАЧ

   КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ, НЕСУЩИЕ НА СЕБЕ ШАТУНЫ

                      ОСИ ВРАЩАЮЩИЕСЯ И НЕПОДВИЖНЫЕ

 КОРЕННЫЕ ВАЛЫ, НЕСУЩИЕ  КРОМЕ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ   

      РАБОЧИЕ ОРГАНЫ МАШИН : КОЛЁСА, ДИСКИ И Т.Д.

 КОЛЕБАНИЯ ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ОСИ КОЛЁСНОЙ ПАРЫ В ДВИЖЕНИИ

  σизг

1- НА  МАЛОЙ СКОРОСТИ

2- НА ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ СКОРОСТИ

ВКЛАДЫШ

ВАЛ

ВАЛ

КОРПУС

КОНСТРУКЦИЯ ПОДШИПНИКА СКОЛЬЖЕНИЯ

           СМАЗКА В ПОДШИПНИКЕ                 

                                 СКОЛЬЖЕНИЯ

СХЕМА РАСЧЁТА ПОДШИПНИКА

  ТЕЛА  КАЧЕНИЯ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ В ПОДШИПНИКАХ

РАДИАЛЬНЫЙ

САМОУСТАНАВЛИ-    

     ВАЮЩИЙСЯ

               РАДИАЛЬНО-УПОРНЫЕ:

ОДНОРЯДНЫЙ            МНОГОРЯДНЫЙ   

                        УПОРНЫЕ:

ОДНОРЯДНЫЙ                     МНОГОРЯДНЫЙ   

       ШАРИКОВЫЕ   ПОДШИПНИКИ

ИГОЛЬЧАТЫЙ   

КОНИЧЕСКИЙ   

      САМОУСТАНАВ-    

       ЛИВАЮЩИЙСЯ

   

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ РОЛИКОВЫЕ РАДИАЛЬНЫЕ   

          РОЛИКОВЫЕ   ПОДШИПНИКИ

 2 СВЕРХЛЁГКИЕ       2 ОСОБОЛЁГКИЕ            ЛЁГКАЯ          СРЕДНЯЯ       ТЯЖЁЛАЯ

        СЕРИИ;                       СЕРИИ;               СЕРИЯ;          СЕРИЯ;          СЕРИЯ.

   УЗКАЯ        НОРМАЛЬНАЯ        ШИРОКАЯ             ОСОБОШИРОКАЯ

    СЕРИЯ;            СЕРИЯ;                 СЕРИЯ;                       СЕРИЯ.

 УСТАНОВКА   ВАЛА ВРАСПОР

         КРЕПЛЕНИЕ

       ВНУТРЕННИХ

       КОЛЕЦ

         КРЕПЛЕНИЕ НАРУЖНЫХ  КОЛЕЦ

ОСЕВОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ  НАТЯГ ПОДШИПНИКОВ

        УПЛОТНЕНИЯ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

  ПОСАДКИ    ПОДШИПНИКОВ

 МОНТАЖ    И    ДЕМОНТАЖ

 ПОДШИПНИКОВ

УДАРЫ

             ЖЕЗЛОВЫЕ                                              СТЕКЛЯННЫЕ                              КРАНОВЫЙ

МАСЛОУКАЗАТЕЛИ  

МУФТЫ

 Механические

Электрические

 Пневматические,

гидравлические

Нерасцепляемые

Прочие

Самодействующие

Управляемые

Предохранительные

Жёсткие

Компенсирующие

самоустанавливающиеся

Упругие

Неразъёмные

Разъёмные в

параллельной валу плоскости

Группы (по физической природе)

азъёмные в

перпендикулярной

валу плоскости

Осевые

Радиальные

Угловые

Универсальные

Линейные

Нелинейные

Синхронные

  Асинхронные

(фрикционные)

С механическим, гидравлическим, пневматическим и электрическим переключением

Центробежные

Объёмные

Фрикционные

Храповые

Фрикционные

С разрушаемым

элементом

С неразрушаемым

элементом

КЛАССИФИКАЦИЯ МУФТ

по рекомендации института стандартизации

Классы (по режиму соединения валов)

ВТУЛОЧНАЯ МУФТА

ФЛАНЦЕВАЯ МУФТА

              ЗУБЧАТАЯ МУФТА

ШАРНИРНАЯ МУФТА

МАЛОГАБАРИТНАЯ ШАРНИРНАЯ МУФТА

         УПРУГАЯ  МУФТА

УПРУГО-ВТУЛОЧНО-ПАЛЬЦЕВАЯ МУФТА (МУВП)

 ДИСКОВАЯ                       КОНУСНАЯ      ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ

           ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ

          1. СТЫКОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ                      2. НАХЛЁСТОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

      3. ТАВРОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ   ("Т")                  4. УГЛОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

 ГРУППЫ СВАРНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

ЛОБОВОЙ ШОВ НАГРУЖЕН

     СИЛОЙ И МОМЕНТОМ

ЛОБОВОЙ ШОВ.

КАСАТЕЛЬНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

                 ФЛАНГОВЫЙ ШОВ

   НАГРУЖЕН СИЛОЙ И МОМЕНТОМ

НЕСИММЕТРИЧНЫЕ ШВЫ

КОСОЙ ШОВ

     КОМБИНИРОВАННЫЙ ШОВ

ТАВРОВОЕ СОЕДИНЕНИЕ

ЗАКЛЁПКА

            ВИДЫ ЗАКЛЁПОК

  ЗАКЛЁПКИ ПОД  ДЕЙСТВИЕМ НАГРУЗОК

       РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

        ОСНОВНАЯ                                  ТРУБНАЯ             КРУГЛАЯ             ДЛЯ ДЕРЕВА

        РЕЗЬБЫ КРЕПЁЖНЫЕ

   ПРЯМОУГОЛЬНАЯ       ТРАПЕЦЕИДАЛЬНАЯ СИММЕТРИЧНАЯ        НЕСИММЕТРИЧНАЯ

        РЕЗЬБЫ ХОДОВЫЕ

РАСПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗКИ

              ПО ВИТКАМ РЕЗЬБЫ

НАПРЯЖЕНИЯ В РЕЗЬБЕ

ПОДАТЛИВОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ

ВНЕШНЯЯ НАГРУЗКА F,

УВЕЛИЧИВАЮЩАЯ

ДЕФОРМАЦИЮ БОЛТА

БОЛТ С ЗАЗОРОМ

БОЛТ БЕЗ ЗАЗОРА

БОЛТ С ЗАЗОРОМ

И ПОПЕРЕЧНОЙ

СИЛОЙ

ШТИФТОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

             ВИДЫ ШТИФТОВ

         ШПОНКИ ПРИЗМАТИЧЕСКИЕ                    ШПОНКИ СЕГМЕНТНЫЕ

ДЕФОРМАЦИИ ШПОНКИ

СРЕЗ

СМЯТИЕ

                    ВИДЫ ШЛИЦОВ

ПРУЖИНЫ, РАБОТАЮЩИЕ  ПРИ РАЗЛИЧНЫХ ДЕФОРМАЦИЯХ

СЖАТИЕ-РАСТЯЖЕНИЕ (а,б,в,г)

   ИЗГИБ (д)

КРУЧЕНИЕ (ж,з)

   ПЛАСТИНЧАТЫЕ РЕССОРЫ  

     ТАРЕЛЬЧАТАЯ ПРУЖИНА (ШАЙБА) И ПАКЕТЫ ПРУЖИН

  1.  

 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

53256. Гроші 59 KB
  Гроші. Що таке гроші Які асоціації викликає у вас поняття гроші 3. Саме тут ми будемо проводити дослідницьку роботу про гроші. Гроші це тема нашої роботи в економічній лабораторії.
53257. Грунти і земельні ресурси України 216 KB
  Умови ґрунтоутворення основні генетичні типи ґрунтів закономірності їх поширення. Карта ґрунтів України. Аналіз закономірностей поширення ґрунтів на території України. МЕТА: Сформувати в учнів загальну картину розміщення ґрунтів в Україні; навчити вмінню читати карту ґрунтів України схематично описувати ґрунтовий профіль визначати фізикохімічні властивості ґрунтів; пояснити учням поняття “земельні ресурси†підкреслити основні заходи щодо раціонального використання і охорони їх; виховувати в учнів почуття дбайливого господаря.
53258. Групповая форма работы на уроках химии 238.5 KB
  Чередов практические результаты обучения и воспитания учащихся свидетельствуют что низкая успеваемость многих школьников является результатом несоответствия между индивидуальным темпом усвоения знаний учащимися и тем что учитель предлагает выполнить на уроке. В решении вопроса качественного усвоения всеми учащимися класса базового содержания образования в соответствии с возможностями и склонностями каждого школьника важная роль отводится организации учебной деятельности учащихся. Рядом психологопедагогических исследований доказано что...
53259. Рекомендації щодо організації групової форми роботи під час використання проектної технології навчання 72 KB
  Головною ідеєю організації групової роботи є створення умов для активної спільної діяльності учнів у різних навчальних ситуаціях і робота в команді. Особливу увагу необхідно приділити груповим цілям успіху групи який може бути досягнутий лише в результаті самостійної роботи кожного члена групи у постійній взаємодії з іншими під час роботи над темою. Ефективність навчання в групах залежить від того наскільки кожний усвідомить важливість роботи разом та взаємодії через взаємодопомогу це може бути досягнуто шляхом впровадження п’яти базових...
53260. ГРУПИ СЛІВ ЗА ЗНАЧЕННЯМ: СИНОНІМИ, АНТОНІМИ, ОМОНІМИ 120.5 KB
  Мета: поглибити знання школярів про синоніми антоніми омоніми; збагачувати словниковий запас учнів; розвивати уяву активізувати пізнавальну діяльність учнів; виробляти вміння й навички використання синонімів антонімів омонімів у власному мовленні; навчити відрізняти омоніми від багатозначних слів; формувати вміння й необхідність користуватися ними; виховувати бажання вчитися. Картка №1 Виписати з прислів’їв антоніми Умій батьківщину любити а ворога ненавидіти. Картка №3 Дібрати синоніми до виділених слів Відважний боєць великий будинок.
53262. Свято гумору Хочете жити на втіху, частіше «вмирайте» від сміху 86.5 KB
  Сценка Інтернетце сила Василина Кумонько а куди це ви поспішаєте Параска Як куди На базар поторгувати вирішила. А тепер і результат Василина Кумонько а чим це від вас так тхневідвертається Параска Ойта це ж мої нові духи Запах доярки†називаються. Василина – Ходімо кумонько ходімо будемо дивитись кому гарбуза давати а до кого і на побачення ходити. Сценка Дві кумасі Одна модна друга – не дуже у фуфайці.
53263. Свято гумору і здоров’я 50.5 KB
  Ведучий 1. Добрий день шановні учні вчителі та гості нашого свята Ведучий 2. Вітаємо Ведучий 1. Ми раді новій зустрічі і вітаємо всіх вас на святі гумору Ведучий 2.
53264. Розробка заняття гуртка по темі: Птахи прилетіли 75 KB
  Розширити знання дітей про птахів; ознайомити із сезонними явищами в їхньому житті та особливостями гніздування; вчити дітей вдумливо дбайливо уважно ставитися до оточуючого середовища замислюватись над наслідками своїх дій; Розвиваюча. розвивати уміння порівнювати птахів різних екологічних груп та рядів розпізнавати їх у природі; уміння спостерігати і використовувати набуті знання у повсякденному житті; розвивати цікавість до фауни країни; Виховна. виховувати бережливе ставлення до птахів дикої природи та тих які...