Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Міністерсво освіти і науки України
управління освіти і науки Волинської облдержадміністрації
Луцьке вище професійне училище
ТЕХНІЧНА МЕХАНІКА
Опорний конспект лекцій по темі «Деталі машин»
Викладач: Шматова О.Ю.
м.Луцьк 2010р.
Мороз В.І., Захарченко В.В., Братченко О.В.,. Надтока О.В. Основи конструювання деталей машин: Опорний конспект лекцій з дисципліни «Прикладна механіка». ч. 2, Харків: УкрДАЗТ, 2005. – 114 с.
Розглянуті основні принципи розрахунку та конструювання деталей машин загального призначення: роз’ємних і нероз’ємних з’єднань, механічних передач, валів та осей, підшипників ковзання та кочення, муфт.
Рекомендований для студентів всіх форм навчання з дисципліни «Прикладна механіка» та «Деталі машин».
Іл. 69, табл.3, бібліогр.: 7 назв.
Конспект лекцій розглянуто та рекомендовано до друку на засіданні кафедри «Механіка і проектування машин» 24 листопада 2004 р., протокол № 3.
Рецензент
к.т.н., доцент В.І. Іщенко.
|
[1] 1 Загальні питання конструювання деталей машин [2] 1.1 Критеріальні вимоги до деталей машин [3] 1.2 Матеріали для виготовлення деталей машин [4] 1.3 Технічні умови на виготовлення деталей машин [5] 1.4 Основи попередньо проектних та перевірочних розрахунків деталей машин [6] 1.5 Перспективи використання САПР для конструювання деталей сучасних технічних засобів [7] 2 З’єднання деталей машин [8] 2.1 Роз’ємні з’єднання [8.1] Різьбові з’єднання [8.2] Шпонкові з’єднання [8.3] Шліцьові з’єднання [8.4] Профільні з’єднання [8.5] Штифтові з’єднання [9] 2.2 Нероз’ємні з’єднання [9.1] Зварні з’єднання [9.2] Заклепкові з’єднання [9.3] З’єднання з натягом [9.4] Паяні з’єднання [9.5] Клейові з’єднання [10] 3 Механічні передачі [11] 3.1 Загальні відомості [11.1] Основні і похідні параметри механічних передач [12] 3.2 Зубчасті передачі [12.1] Переваги і недоліки [12.2] Точність виготовлення та її вплив на якість передачі [12.3] Загальні підходи до проектування зубчастих передач [12.4] Критерії розрахунку закритих і відкритих передач [12.5] Проектування прямозубих циліндричних передач [12.5.1] Розрахункове навантаження [12.5.2] Сили в зачепленні [12.5.3] Вибір модуля і числа зубців. [12.5.4] Перевірочний розрахунок міцності зубів за напруженнями згину [12.6] Особливості розрахунку косозубих циліндричних передач [12.6.0.1] Геометричні параметри [12.6.0.2] Багатопарність і плавність зачеплення [12.6.0.3] Сили в зачепленні [12.7] Передачі з зачепленням Новикова [12.8] Конічні передачі [12.8.1] Загальні відомості та характеристики [12.8.2] Геометричні параметри [12.8.3] Сили в зачепленні прямозубої конічної передачі [12.8.4] Приведення прямозубого конічного колеса до еквівалентного прямозубого циліндричного колеса [12.8.5] Конічні передачі з непрямими зубцями: [12.9] Черв’ячні передачі [12.9.1] Переваги і недоліки [12.9.2] Геометричні параметри та виготовлення черв’ячних передач [12.9.3] Передачі зі зміщенням [12.9.4] Точність виготовлення [12.9.5] Кінематичні параметри черв’ячної передачі [12.9.6] ККД черв’ячної передачі [12.9.7] Сили в зачепленні [12.9.8] Тепловий розрахунок черв’ячної передачі, охолодження, змащування
[13] [13.1] Область застосування [13.2] Види передач [13.3] Пасові передачі [13.3.1] Принцип дії і класифікація [13.3.2] Переваги: [13.3.3] Недоліки: [13.3.4] Основи розрахунку пасових передач [13.3.5] Клинопасова передача
[13.4] [13.4.1] Переваги [13.4.2] Недоліки [13.4.3] Область застосування: [13.4.4] Типи ланцюгових передач [13.4.5] Основні характеристики ланцюгової передачі [13.4.6] Конструкція ланцюгових передач [13.4.7] Матеріали [13.4.8] Кінематика та динаміка ланцюгових передач [13.4.9] Сили в зачепленні [13.4.10] Критерії працездатності ланцюгової передачі [14] 4 Вали та осі [15] 4.1 Загальні відомості [16] 4.2 Проектний розрахунок валів [17] 4.3 Перевірочний розрахунок валів [18] 5 Підшипники [19] 5.1 Призначення і класифікація [20] 5.2 Підшипники ковзання [20.1] Загальні відомості [20.2] Умови роботи і види руйнування підшипників ковзання [20.3] Тертя і змащення підшипників ковзання [21] 5.3 Підшипники кочення [21.1] Загальні відомості [21.2] Основні причини втрати працездатності підшипників кочення: [21.3] Розрахунок підшипників кочення [21.4] Особливості розрахунку радіально-упорних підшипників [22] 6 Муфти [23] Література [24] П [24.0.0.1] Отвори [24.0.0.2] Вали [24.1] K7/h6 [24.2] F7/h6 [24.3] F9/h9 [24.4] P7/h6 [24.5] H7/k6 [24.6] H7/f9 [24.7] H7/p6 [24.8] D |
Вступ
Подальший розвиток самостійної роботи студентів визначає необхідність розроблення і ефективного використання відповідного методичного забезпечення до вивчення усіх передбачених діючими навчальними планами дисциплін. Особливого значення набуває розв’язання цієї задачі для загальноінженерних дисциплін, типові і робочі програми яких містять значну кількість складних для самостійного вивчення тематичних модулів.
За діючими в академії навчальними планами до основних загальноінженерних дисциплін належать дисципліна “Деталі машин” (ДМ) та її скорочена версія “Основи конструювання деталей машин” (ОКДМ) – один з головних розділів дисципліни “Прикладна механіка”. Вони містять і формують у майбутніх інженерів науково-практичну базу для проектувальних розрахунків і конструювання складових частин сучасних технічних засобів (ТЗ) – відповідних деталей, збірних одиниць, агрегатів та ін. Тому вивчення типажу, конструкції і критеріїв працездатності деталей машин, збірних одиниць (вузлів) і агрегатів з урахуванням умов їх сумісної роботи в транспортних технічних засобах, придбання навичок практичного використання отриманих знань при розв’язанні інженерних задач з використанням сучасної комп’ютерної техніки складають основні задачі для студентів при засвоєнні цих дисциплін.
Складність самостійного вивчення дисциплін, що розглядаються, визначається їх теоретичною багатокомпонентністю, яка відзеркалюється у відповідних підручниках. Вони базуються на математичному апараті досліджень з математики; методах аналізу сил, напружень і деформацій з Теоретичної механіки і опору матеріалів; урахуванні властивостей та механічних характеристиках конструкційних матеріалів з матеріалознавства; загальних методах проектування різних технічних засобів з теорії механізмів і машин; методах прогнозування ресурсу деталей і вузлів машин з теорії надійності, трибомеханіки, механіки руйнування та ін.
Це визначило доцільність розроблення і використання в навчальному процесі методичного забезпечення самостійної роботи – даного конспекту лекцій з дисципліни «Деталі машин». Він містить стисле висвітлення необхідного теоретичного матеріалу за виділеними тематичними модулям, а також рекомендації до його практичного використання та поглибленого вивчення за допомогою відповідних літературних джерел та засобів систем автоматизованого проектування (САПР).
Усі вироби машинобудівних підприємств – різноманітні технічні засоби, окремі агрегати, механізми, прилади та інші конструкції – складаються з деталей. При цьому деталь визначають як елемент конструкції, який виготовлено з матеріалу однієї марки без використання складальних операцій (наприклад, деталями є болт, гайка, шайба та ін.).
Сукупність деталей, які з’єднані на підприємстві-виробникові з використанням складальних операцій (зварюванням, згвинчуванням, клепанням, паянням та ін.) з забезпеченням певної сумісної роботи, називається збірною одиницею (наприклад, шатун тепловозного дизеля, підшипники кочення і ковзання, насоси, компресори, редуктори та ін.). В інженерній практиці досить широко використовуються поняття “комплекси” і “комплекти”, під якими розуміють сукупності збірних одиниць, що виготовлені на підприємстві і забезпечують виконання певних функцій у складі відповідної конструкції після складання її на місті призначення (наприклад, насосні станції, дизель-генераторні станції, автоматизовані верстатні лінії, комплекти запасних частин та ін.).
Слід мати на увазі, що основою розроблення різноманітних конструкцій сучасних технічних засобів є використання в основному (за винятком спеціальних) однакових деталей та збірних одиниць – типових, нормальних і стандартних: роз’ємні та нероз’ємні з’єднання деталей, механічні передачі, вали, опори, ущільнення, муфти та ін. Це визначило необхідність виділення їх класифікаційних груп, розроблення відповідних інженерних методів для їх розрахунків і конструювання.
Нижче розглянуто основні критеріальні вимоги до деталей машин, наведені відомості про конструкційні матеріали та технічні умови для їх виготовлення, висвітлено загальні підходи до їх розрахунків при конструюванні.
Критеріальні вимоги до деталей машин визначаються відповідними вимогами до технічних засобів, у конструкції яких вони використовуються. До основних з них належать: працездатність, надійність, технологічність, економічність, а також естетичність і екологічність.
Під працездатністю розуміють такий стан ТЗ, при якому він здатний виконувати задані функції (функціонувати), зберігаючи значення основних параметрів у межах, установлених відповідними нормативними документами.
Основними критеріями працездатності ТЗ і його деталей є: міцність, жорсткість, стійкість, вібростійкість, теплостійкість, стійкість проти корозії і старіння.
З перерахованих критеріїв головним є міцність – спроможність деталей, елементів конструкції ТЗ не руйнуватися при діючих (у визначених межах) навантаженнях.
У багатьох випадках порушення вимог працездатності при експлуатації ТЗ обумовлюється надмірними пружними деформаціями сполучених деталей внаслідок їхньої недостатньої жорсткості, під якою розуміють спроможність деталей чинити опір деформаціям (зміні форми і розмірів) під дією навантажень. Тому для ряду деталей (наприклад, довгі вали, осі та ін.) одним з основних видів проектувальних розрахунків є розрахунки на жорсткість.
Цілий ряд відповідальних деталей ТЗ (наприклад, штанги механізму приводу клапанів тепловозного дизеля, елементи конструкцій мостів, естакад, фермових конструкцій) виконується у вигляді довгих і відносно тонких брусків (стержнів), на які діють подовжні стискальні навантаження. Найважливішою вимогою збереження їх працездатності є забезпечення в процесі експлуатації їхньої стійкості – спроможності зберігати початкову (прямолінійну) форму рівноваги (уникання раптового переходу до криволінійної форми рівноваги у вигляді випинання під дією навіть незначних поперечних навантажень).
Збільшення швидкостей руху транспортних ТЗ, їхніх деталей при відповідному до цієї тенденції зниженні маси конструкції, як правило, приводить до підвищення рівня віброактивності (прояву механічних коливань у рухомих системах) сучасних ТЗ. Це свідчить про істотну роль у забезпеченні працездатності вібростійкості ТЗ – здатності працювати на експлуатаційних режимах без неприпустимих рівнів вібрацій. Важливість цього критерію визначається і тим, що поряд із шкідливими технічними проявами (порушення заданих законів руху деталей, додаткові інерційні навантаження, проблема "відбудування" від резонансу) вібрації становлять небезпеку і для людини (притуплення зору, слуху, анемія кінцівок, порушення біохімічного складу крові внаслідок руйнування кровоутворюючої системи). Тому для забезпечення вібростійкості більшості транспортних ТЗ використовуються сучасні віброзахисні системи, добір (проектування) яких здійснюється при розробленні ТЗ за результатами відповідних розрахунків параметрів вимушених коливань системи.
Виконання вимог працездатності ТЗ нерозривно пов'язане із забезпеченням зносостійкості – опору його деталей, всіх елементів конструкції, що контактують рухомо, зношуванню (руйнуванню поверхневих шарів при терті, поступовій зміні розмірів, форми, маси і стану поверхонь, що контактують). Результатом (кількісною оцінкою) процесу зношування є знос.
У загальному плані проектувальні розрахунки деталей ТЗ на знос орієнтовані або на визначення умов тертя з наявністю мастильного матеріалу (наприклад, гідродинамічний розрахунок підшипників ковзання), або на виявлення для конкретних вузлів тертя допустимих навантажень (наприклад, при проектуванні підшипників ковзання контроль величини середнього тиску на вкладиш, обмеження нагрівання і зносу за величиною питомої роботи тертя).
Працездатність багатьох ТЗ значною мірою залежить від ступеня задоволення критерію теплостійкості – здатності деталей зберігати працездатність у заданих межах зміни температурного режиму, обумовленого робочим процесом (характерно для двигунів внутрішнього згоряння, газотурбінних двигунів, газотурбінних і паротурбінних установок, електричних машин, ливарних машин та ін.) і проявом тертя в його механізмах і вузлах. Це пов'язано з тим, що надмірне нагрівання деталей може викликати зниження міцності матеріалу, появу додаткових деформацій і напружень, порушення нормальних умов змазування (підвищений знос), зміну зазорів у сполучених деталях (наприклад, значне зменшення зазору між поршнем і гільзою циліндра тепловозного дизеля може призвести до аварійного зносу – задиру). Тому для забезпечення нормальних теплових режимів роботи ТЗ в експлуатації при його проектуванні в ряді випадків виконують спеціальні розрахунки.
Розрахунки, спрямовані на забезпечення і контроль працездатності ТЗ, виконуються з наростаючою точністю на всіх основних етапах проектування, у процесі детальної проробки його конструкції.
Найважливішою критеріальною вимогою до нового ТЗ є його надійність - властивість ТЗ виконувати задані функції (зберігати працездатність) протягом необхідного часу (або необхідного наробітку – мотогодин для двигуна, кілометражу пробігу для автомобіля та ін.) Для різних ТЗ, умов їхньої експлуатації надійність може містити в собі такі поняття, як безмовність, довговічність, ремонтопридатність, збереженість. Для непризначених до тривалого збереження ТЗ надійність визначається безвідмовністю - зберіганням працездатності протягом заданого часу. Для багатьох ТЗ найважливіша роль приділяється їх довговічності - збереженню працездатності до граничного стану (при якій подальша експлуатація або неможлива, або недоцільна) при відповідних системах технічного обслуговування і ремонту. Однією з головних експлуатаційних вимог є ремонтопридатність - пристосованість ТЗ до відновлення працездатності на основі попередження відмов, виявлення й усунення несправностей при технічному обслуговуванні і ремонті (вихід якоїсь деталі з ладу повинний виправлятися при ремонті із забезпеченням подальшої експлуатації ТЗ). Характерною вимогою до ТЗ тривалого збереження є збереженість – забезпечення працездатності протягом і після встановлених термінів збереження і транспортування.
При розв’язанні техніко-економічних задач у якості показника для оцінювання надійності функціонування ТЗ широко застосовується імовірність безвідмовної роботи – імовірність того, що в заданому інтервалі часу (у межах заданого наробітку) не виникне відмови ТЗ.
Якщо загальну кількість однакових ТЗ, що підлягали випробуванням протягом заданого інтервалу часу , позначити через , а кількість ТЗ, знятих з випробувань через відкази, – через , то значення розглянутих ТЗ можна визначити за формулою
. (1.1)
Наприклад, якщо протягом заданого часу наробітку проведені випробування тягових електродвигунів локомотивів і з них були зняті з випробувань через відмови, то імовірність безвідмовної роботи ТЗ складе .
Слід зазначити, що надійність складних технічних систем залежить не тільки від надійності її елементів, а і від характеру їхніх взаємних зв’язків. Покажемо це на прикладі визначення імовірності безвідмовної роботи механічних систем, утворених послідовним і паралельним з’єднанням відповідних структурних елементів.
Якщо система складається з послідовно з’єднаних елементів з ймовірностями безвідмовної роботи , , … , (відмови в ній незалежні і кожний приводить до відмови всієї системи), то імовірність безвідмовної роботи такої системи визначається за формулою
. (1.2)
Як видно з наведеної формули, імовірність буде зменшуватися зі збільшенням кількості елементів системи, а також буде завжди нижче відповідного значення .
При паралельному з’єднанні елементів (на відміну від попереднього варіанта) повна відмова системи настає у випадку відмови всіх елементів. При цьому загальна імовірність визначається за формулою
(1.3)
У цьому випадку буде вища і імовірність безвідмовної роботи системи з паралельним з’єднанням елементів буде вище у порівнянні із системою, яка передбачає послідовне з’єднання складових.
Все більшого розповсюдження в інженерній практиці отримують методи оцінювання надійності деталей при проектуванні машин, які базуються на використанні апарату теорії ймовірностей. Ґрунтовне висвітлення цих методів, а також приклади їх практичного застосування наведено в підручниках 1,2.
Технологічність деталей та збірних одиниць характеризується мінімальними витратами засобів, часу і праці при їх виробництві, експлуатації і ремонті. До основних напрямків забезпечення технологічності деталей слід віднести: окреслювання при конструюванні форм деталей простими поверхнями (циліндричними, конічними та ін.), найбільш зручними для обробки механічними і фізичними методами; використання для виготовлення деталей конструкційних матеріалів, які забезпечують використання маловідходних і ресурсозберігаючих технологій обробки (тиском, точні ливарні, лазерні, вибухом, зварюванням та ін.); раціональне використання системи допусків і посадок, обґрунтоване завдання технічних умов на виготовлення деталей.
При проектуванні і конструюванні ТЗ одну з головних ролей відіграє забезпечення його економічності – досягнення високої економічної ефективності, яка формується при його проектуванні, виробництві та експлуатації. Тому проектування нового ТЗ повинно бути економічно спрямованим – ураховувати увесь комплекс чинників, які визначають економічну ефективність ТЗ, правильно оцінювати їх питому вагу. Таке проектування базується на техніко-економічному аналізі, який передбачає порівняння різних варіантів проектно-конструкційних рішень не тільки з чисто технічного, а і з економічного боку.
Для техніко-економічного аналізу необхідно проводити техніко-економічні розрахунки (ТЕР), в яких, крім технічних, беруть участь і економічні категорії (такі, як витрати матеріалів, енергії, праці та інших ресурсів). Це пояснюється тим, що взяті окремо технічні критерії (наприклад, критерії працездатності), як правило, не можуть визначити конструкцію деталей, вузлів і агрегатів ТЗ, яка б забезпечувала його високу економічну ефективність.
Ілюстрацією цьому є наведений нижче приклад конструювання ТЗ тільки з урахуванням критерію міцності.
Згідно з таким підходом у спрощеному уявленні можливі два варіанта конструкції ТЗ.
Перший варіант характеризується конструюванням усіх деталей з найбільшими коефіцієнтами запасу міцності з метою створення ТЗ з невеликими експлуатаційними витратами (орієнтований на забезпечення працездатності, надійності навіть у напружених умовах експлуатації, технічного обслуговування та ремонтів). У результаті конструкція ТЗ характеризується збільшеними витратами у виробництві, значними габаритами і вагою.
Другий варіант діаметрально протилежний першому. Конструювання ТЗ виконується за найменшими граничними коефіцієнтами запасу міцності у розрахунку на те, що в експлуатації не буде порушень (збільшення) заданих початкових умов (наприклад, рівнів навантажень, швидкостей, робочих параметрів). При такому варіанті конструкції ТЗ зменшуються витрати у виробництві, його габарити, вага, але збільшуються експлуатаційні витрати, що визначається необхідністю підтримки працездатності, надійності ТЗ в реальних умовах експлуатації (ліквідацією відмов, поломок, які будуть мати місце при збільшенні навантажень, та ін.).
З позицій економічно спрямованого проектування (за результатами техніко-економічного аналізу і ТЕР), варіантом з більш високою економічною ефективністю міг би бути варіант конструкції ТЗ, близький до другого варіанта, але доповнений автоматизованою системою захисту ТЗ на випадок порушень умов нормальної експлуатації. При цьому забезпечується низький рівень витрат як у виробництві, так і в експлуатації ТЗ.
Слід підкреслити, що ТЕР виконуються на усіх стадіях проектування ТЗ з наростаючою точністю. Їх сутність полягає у тому, що вони спрямовані на пошук найбільш раціонального варіанта конструкції ТЗ за показниками технічного рівня й економічної ефективності з урахуванням особливостей виробництва та експлуатації.
Основним кількісним показником економічної ефективності, який розглядається на кінцевих стадіях проектування, є річний економічний ефект від виробництва та експлуатації нового ТЗ тривалого застосування (електрична станція, транспортна енергетична установка, транспортні засоби та ін.) з поліпшеними якісними характеристиками.
Узагальнена формула для його визначення має вигляд
(1.4)
де , – відповідно економії, що отримуються при виробництві та експлуатації нового ТЗ у порівнянні з тим, на заміну якого він призначений;
– річний обсяг виробництва нового ТЗ.
Для розрахунку значень і технічного засобу, що проектується, слід використовувати відповідні існуючі галузеві методики.
На завершення слід зазначити, що досконалість і привабливість форм, зовнішнього вигляду деталей, збірних одиниць і ТЗ у цілому визначають рівень його естетичності, а відсутність шкідливих проявів до зовнішнього середовища, природи та людини – рівень екологічності.
У машинобудуванні для виготовлення деталей машин застосовують чорні та кольорові метали, їх сплави, комбіновані та неметалічні матеріали. До чорних металів належать сталі та чавуни. До кольорових – сплави на основі міді (латуні, бронзи), сплави на основі олова (бабіти), алюмінієві сплави, титанові сплави. До комбінованих – композитні, армовані, металокерамічні тощо. До неметалічних матеріалів – насамперед пластмаси, гума.
Вибір того чи іншого матеріалу визначається функціональним призначенням деталі, умовами її роботи, конструктивними, технологічними та економічними вимогами. При цьому до основних показників, які забезпечують головні властивості матеріалів, належать: границя міцності (), границя текучості (), границя витривалості (), модуль повздовжньої пружності (), коефіцієнт Пуассона (), відносне видовження (), твердість (оцінюється числом твердості за Брінелем, Роквелом, Вікерсом – , , ), густина .
Сталі це залізовуглецеві сплави, в яких змістовність вуглецю не перевищує 2%.
Сталі поділяються на вуглецеві та леговані сталі.
Вуглецеві сталі поділяються на низьковуглецеві (С < 0,25%), середньовуглецеві (C = 0,25…0,6%) та високовуглецеві (C > 0,6%). У позначеннях вуглецевих сталей (починаючи від сталі Ст.7) цифри вказують на зміст вуглецю в сотих долях відсотка (наприклад, сталь марки 40 – містить 0,40% C).
Вуглецеві сталі поділяються на сталі звичайної якості та сталі якісні конструкційні. Якщо сталь містить у собі малу кількість вуглецю, вона характеризується високою пластичністю і зварюваністю; зі збільшенням змісту вуглецю підвищується міцність, зменшується пластичність і погіршується зварюваність. Вуглецеві сталі звичайної якості (ДСТУ 2651 – 94) марок Ст.0, Ст.1, … , Ст.6 використовують для виготовлення корпусних і кріпильних деталей, допоміжних, невідповідальних, що працюють під незначним навантаженням і без відносного руху в з’єднанні. Якісні конструкційні сталі (ГОСТ 1050 – 88) марок 7, … , 10 застосовують для деталей, які працюють при постійних напруженнях; марок 15, … , 20 – для деталей, які зазнають незначних динамічних навантажень (вживають термічну та хіміко-термічну обробку); марок 30, … , 55 – для навантажених деталей (вживають термічну обробку).
Леговані сталі отримують на основі вуглецевих шляхом введення в них легуючих елементів (Х – хром, Н – нікель, В – вольфрам, Ю – алюміній, Г – марганець, М – молібден та ін.) з метою підвищення показників міцності, текучості, ударної в’язкості та ін. Наприклад, хром підвищує міцність; нікель – опір крихкому руйнуванню, пластичність, в’язкість; молібден і вольфрам – твердість після цементації. У залежності від кількості легуючих елементів розрізняють низьколеговані (легуючих елементів менше 3%), середньолеговані (3,0 5,5%) та високолеговані (більше 5,5%) сталі, а за видом основних елементів – хромисті, марганцевисті та ін. У позначеннях марки легованої сталі зміст легуючих елементів ( %) позначається цифрами за відповідними буквами. Наприклад, сталь 38Х2Ю (0,38% - С, 2% - хрому, 1% - алюмінію).
Леговані сталі поділяються на якісні та високоякісні – додається буква А в позначенні марки сталі (наприклад, сталь 12Х2Н4А – 0,12% С, 2% Х, 4% Н, А – високоякісна).
З метою надання матеріалам (головним чином стальним деталям) окремих властивостей, покращення їх робочих характеристик виконується термічна і хіміко-термічна обробка деталей, а також механічне зміцнення активних поверхонь.
Основними термічними операціями є відпал, нормалізація (Н), загартування (З) і відпускання (В).
Відпал (нагрівання і поступове охолодження) поковок і відливків використовують для одержання необхідних механічних властивостей. При нормалізації зменшуються внутрішні напруги; її використовують для вуглецевої сталі з метою підготовки структури матеріалу перед механічною обробкою.
Загартування готових деталей дозволяє зберегти нестійку структуру при кімнатній температурі, що відзначається підвищеною міцністю і твердістю. Після загартування здійснюють відпускання – нагрівання й охолодження за певного режиму. При низькому відпуску знижуються внутрішні напруги, але зберігається висока твердість (59…61 HRC) та стійкість проти зношування. Середнє відпускання (для пружин, ресор) дозволяє при підвищеній твердості (37…46 HRC) досягти підвищення міцності, пружності, витривалості та опору дії ударного навантаження. Під час високого відпускання-поліпшення (500…600 С) одержують найбільшу в’язкість при порівняно достатній твердості (207…281 HB), міцності та пружності (використовують для болтів, осей та ін.).
Поверхневе загартування – нагрівання поверхневого шару до температури загартування, а потім швидке охолодження – призводить до підвищення твердості поверхні, границі витривалості та опору зношуванню при збереженні в’язкої серцевини. Таким способом обробляють шийки колінчастих валів, розподільні вали, різні втулки, деталі зубчастих з’єднань, зубці великих зубчастих коліс та ін.
За допомогою хіміко-термічної обробки – цементації, азотування, ціанування – досягається зміцнення поверхневих шарів. Під час цементації деталей із низьковуглецевих сталей поверхневий шар на глибину 1…2 мм насичують вуглецем. Після цементації деталі піддають загартуванню і низькому відпусканню, після чого на поверхні виникають напруги стиску, що сприяє збільшенню границі витривалості, а твердість поверхні досягає (61…64 HRC). Таким чином обробляють зубчасті колеса, черв’яки, деталі великих підшипників кочення та ін.
Під час азотування поверхневий шар глибиною 0,3…0,6 мм насичується азотом. Ця операція проводиться після остаточної механічної обробки та загартування з високим відпусканням, застосовується для легованих сталей (частіше для марок 38ХМЮА та 35 ХМЮА): збільшується твердість (до 1000….1200 HV) – стійкість проти зношування і корозії. Звичайно, азотуванню піддаються зубці зубчастих коліс, циліндри роторів та ін.
Під час ціанування поверхня насичується одночасно вуглецем і азотом. Після високотемпературного ціанування (800…950 С) деталі піддають загартуванню з низьким відпусканням. Низькотемпературне ціанування (540…560 С), як і азотування, застосовують до деталей, які пройшли термічну обробку: підвищується твердість, міцність проти втомлюваності, стійкість проти зношування та корозії.
З метою підвищення стійкості проти зношування та корозії застосовують дифузну металізацію – насичення поверхні частіше за все хромом, титаном, бором та ін. При цьому підвищуються твердість від 1200…1500 HV (хромування) до 1600…2000 HV (титанування) і термостійкість.
Механічне зміцнення активних поверхонь. Поліпшити опірність деталей руйнуванню можна створенням на їх поверхні напружень стиску. Цього домагаються за допомогою наклепу, який здійснюється шляхом дробоструминної обробки, накатуванням роликами або шариками тощо. Дробоструминна обробка полягає в пластичній деформації поверхневого шару деталі на глибину 0,15…0,30 мм за допомогою сталевого або чавунного дробу, який із силою ударяє по поверхні. Внаслідок наклепу підвищується твердість поверхні, міцність при втомленості (границя витривалості пружин підвищується на 50%, зубців зубчастих коліс зі сталі 40Х – на 20%). З тією ж метою деталі, які мають циліндричну поверхню, піддають обкатці роликами під тиском (осі транспортного рухомого складу, колінчасті вали).
З метою підвищення міцності зі збереженням пластичності застосовують термомеханічну обробку: перед загартуванням проводять пластичну деформацію, внаслідок чого отримують дрібнозернисту структуру, зростає міцність.
Чавуни це залізо – вуглецеві сплави, в яких змістовність вуглецю перевищує 2%. У залежності від структури вони поділяються на білі, ковкі та сірі чавуни. Білий чавун характеризується високою твердістю та крихкістю (використовується для виготовлення гальмових колодок транспортних технічних засобів). Ковкий чавун (КЧ) характеризується високою міцністю ( до 630 МПа) та низькою пластичністю. Використовується для деталей-відливок, що не оброблюються тиском. Найбільшого розповсюдження в якості ливарного конструкційного матеріалу для деталей в машинобудуванні отримав сірий чавун (СЧ). При гарних ливарних властивостях він характеризується відносно високою міцністю ( до 400 МПа), зносостійкістю та демпфуючою здатністю (віброгашенням), добре оброблюється різанням (у порівнянні з КЧ вартість виготовлення деталей з СЧ знижується в 1,3 2,0 рази).
Серед сплавів на основі міді найбільшого використання для виготовлення втулок, кріпильних деталей, сепараторів підшипників кочення, корпусів та ін. отримали латуні та бронзи. Вони характеризуються високими антифрикційними, ливарними й антикорозійними властивостями. Для виготовлення деталей використовують подвійні латуні марок Л59, Л62, Л90 (сплави міді і цинку з відповідним змістом міді – 59, 62, 90 %) та багатокомпонентні латуні (наприклад: марки ЛКС 80-3-3 – 80% - мідь, 3% - кремній, 3% - свинець; ЛМцС 58-2-2 – 58% - мідь, 2% - марганець, 2% - свинець). У доповнення до наведених вище властивостей латуні мають достатню міцність, але їх вартість вища, наприклад, сталі 45 приблизно в 5 разів.
Для виготовлення різноманітної арматури та деталей, що в парі з іншими повинні мати низький коефіцієнт тертя, використовують бронзи, які за компонентами, що доповнюють мідь, називаються олов’яними та безолов’яними. Наприклад, бронзи марок: олов’яно-фосфориста БрОНФ (основа – мідь, 10% - олово, 1% - нікель, 1% - фосфор); алюмінієво-залізиста БрАЖ9-4 (9% - алюміній, 4% - залізо). Вартість бронз вища вартості сталі 45 у середньому в 10 разів.
Найкращі умови приробки й антифрикційні характеристики забезпечуються при використанні у вкладишах підшипників ковзання бабітів, легкоплавких сплавів на основі олова або свинцю. (Наприклад, бабіт марки Б83 має 83% олова). Але їх вартість у кілька разів вища вартості бронзи.
В якості ливарного матеріалу для виготовлення деталей складної конфігурації, а також різноманітних корпусів, кожухів, основин, шасі, ємностей, трубопроводів та ін., які мають достатню міцність, а питому вагу більш як у 3 рази меншу у порівнянні зі сталлю (важливо для транспортних технічних засобів), використовуються сплави на основі алюмінію.
Для виготовлення корпусів та деталей складної конструкції використовують ливарні сплави (АЛ2, АЛ4, АЛ9 та ін.), сплави алюмінію з кремнієм – силуміни, які мають відносно малу міцність (= 170 250МПа). Для виготовлення більш навантажених деталей транспортних технічних засобів використовують деформовані сплави на основі алюмінію (з міддю, магнієм) з термічним зміцненням – дюралюміни (Д1, Д16 та ін. мають = 350 430 МПа). Їх вартість суттєво перевищує вартість сталі.
Для виготовлення відповідальних деталей з високою міцністю, жароміцністю, корозійною стійкістю, але з невисокими антифрикційними властивостями, низькою теплопровідністю та модулем повздовжньої пружності використовують титанові сплави ВТ3-1, ВТ5, В22 та ін. За питомою вагою вони в 1,7 рази легкіше у порівнянні зі сталлю, а за міцністю займають вищий рівень міцності легованих сталей (мають = 800 1500 МПа). Застосовуються головним чином в авіації, ракетній техніці (для виготовлення роторів, лопаток газотурбінних двигунів, кріпильних деталей) та хімічному машинобудуванні.
Все більшого використання для виготовлення деталей отримують неметалічні матеріали – пластмаси, гума та ін.
Пластмаси за міцнісними характеристиками можуть наближатися до деяких металів, а за корозійною стійкістю – перевершувати їх. До матеріалів середньої міцності (= 300 МПа, = 280 МПа) належать шаруваті пластмаси – гетинакс, текстоліт, лігнофоль. Із пластмас високої міцності – склопластів (= 400 МПа) – виготовляють труби, резервуари, кузови автомобілів та ін. Пластики відрізняються від сталей меншою міцністю у (10…30 разів), жорсткістю (у 20…200 разів), твердістю (у 10…100 разів), теплопровідністю (у 100…400 разів).
Гума характеризується високою еластичністю, стійкістю проти впливу зовнішнього середовища, амортизаційними властивостями. Відносне подовження до руйнування може досягати 500…1000%. Модуль пружності гуми =2,4…9 МПа, залежно від твердості. Під дією постійних навантажень внаслідок релаксації деформація гумових деталей змінюється. Під дією змінних навантажень внаслідок внутрішнього тертя гума нагрівається, відбуваються необоротні процеси, погіршується еластичність. Гума використовується для пасів, упорів, підвісок, мембран, трубопроводів, захисних покриттів.
Для порівняння основних механічних характеристик деяких розглянутих вище матеріалів може бути використана таблиця 1.1.
Таблиця 1.1 – Механічні характеристики та питомі показники деяких матеріалів
|
Марка матеріалу. Термічна і хіміко-термічна обробка |
Твердість () |
, % |
, г/см3 |
||||
|
Сталь: Ст5 45 Н.З.В. 40Х Н.З.В. 15Х Ц.З. 18ХГТ Ц.З.В. 12Х2Н4А Ц.З.В. ШХ15 З.В. 45Л З.В. |
500 880 1300 700 1000 1150 2200 550 |
260 635 1100 500 800 950 1700 300 |
220 390 550 315 650 450 660 235 |
2,0…2,1 -//- -//- -//- -//- -//- -//- -//- |
285 270 (40…51) (63) (63) (63) (63) 153 |
17 6 10 12 9 10 - 14 |
7,8 -//- -//- -//- -//- -//- -//- -//- -//- |
|
Чавун: СЧ20 СЧ35 |
200 350 |
- - |
100 150 |
0,8…1,5 -//- -//- |
240 270 |
- - |
7,2 -//- -//- |
|
Алюмінієві сплави |
180…360 |
200 |
- |
0,8 |
50…100 |
3…5 |
2,3 |
|
Сплави титану |
800…1500 |
1000 |
300 |
1,1 |
- |
- |
4,5 |
|
Бронза |
440…620 |
- |
- |
1,1 |
60…100 |
5…10 |
8,9 |
|
Латунь |
200…600 |
- |
- |
1,1 |
100 |
7…15 |
8,5 |
|
Бабіт (при стискуванні) |
100 |
- |
- |
- |
30 |
6 |
7,4 |
|
Текстоліт |
100 |
- |
- |
0,06 |
- |
1,0 |
1,4 |
|
Гума |
- |
- |
- |
- |
- |
300 |
1,2 |
Розширена характеристика конструкційних матеріалів для виготовлення деталей машин, рекомендації щодо їх вибору і покращення основних властивостей наведені в підручниках 1-3.
Сучасне виробництво машин і обладнання, їх експлуатація та ремонт базуються на використанні принципу взаємозамінності деталей, складених одиниць і агрегатів.
Взаємозамінність – це принцип конструювання та виготовлення деталей, що забезпечує можливість складання чи заміни при ремонтах незалежно виготовлених з заданою точністю деталей та складальних одиниць без додаткової обробки і припасування їх зі збереженням відповідної якості.
Взаємозамінність може бути повна і неповна. Перша передбачає з’єднання без додаткової обробки всіх спряжених деталей, що надходять на складальні операції. Друга передбачає з’єднання без додаткової обробки тільки частини деталей, виготовлених з меншою точністю.
Деталі і складальні одиниці будуть взаємозамінними тільки тоді, коли їх розміри, форма та інші параметри знаходяться у визначених межах. Це здійснюється за рахунок стандартизації норм взаємозамінності, забезпечення відповідних параметрів деталей, виконання технічних умов на їх виготовлення.
Параметри деталей кількісно оцінюють за допомогою розмірів. Розмір – це числове значення лінійної величини (діаметр, довжина, висота та ін.) в обраних одиницях вимірювання. Розміри поділяються на номінальні, дійсні і граничні.
Номінальний розмір – розмір, відносно якого визначаються граничні розміри і який використовується для відліку відхилень. Номінальні розміри вибирають під час конструювання на основі розрахунків або за конструктивними міркуваннями і проставляють при кресленні деталі або з’єднанні деталей. Номінальні розміри після розрахунків округляють до найближчого з рядів нормальних лінійних розмірів згідно з ГОСТ 6636-69.
Дійсний розмір – це розмір, встановлений вимірюванням з допустимою похибкою.
Граничні розміри – це два допустимих розміри (найбільший і найменший), між якими повинен знаходитись дійсний розмір. На кресленні деталі або з’єднанні проставляють номінальні розміри, а кожний з двох граничних розмірів визначають по його відхиленнях від номінального.
Розрізняють верхнє і нижнє граничні відхилення. У стандартах верхнє відхилення розміру позначається -отвору, -вала, нижнє граничне відхилення -отвору, -вала.
Граничні відхилення визначаються як алгебраїчна різниця між граничними і номінальними розмірам з формул:
, (1.5)
, (1.6)
, (1.7)
, (1.8)
де - номінальний розмір отвору і вала;
- найбільший граничний розмір отвору і вала;
- найменший граничний розмір отвору і вала.
Назва “отвір” і “вал” умовна і стосується не тільки гладких циліндричних елементів деталей. Наприклад, у з’єднанні шпонки з валом шпонка є валом, а паз вала – отвором.
Різниця між найбільшим і найменшим граничними розмірами або абсолютна величина алгебраїчної різниці між верхнім і нижнім відхиленнями називається допуском. Допуск завжди додатний і позначається літерою Т, що ставиться перед позначенням розміру параметра:
, (1.9)
. (1.10)
Поле, обмежене верхнім і нижнім відхиленнями, називається полем допуску. Воно визначається величиною допуску і його розташуванням відносно номінального розміру (нульової лінії).
Вище нульової лінії розташовуються додатні відхилення, нижні – від’ємні. Умовне графічне позначення полів допусків, наприклад для отворів показано на рисунку 1.1.
Призначення допусків на розміри деталей регламентуються “Єдиною системою допусків і посадок” (ЄСДП).
З урахуванням того що при збільшенні розмірів деталі її точне виготовлення ускладнюється, для визначення допусків на її розміри використовується залежність
, (1.11)
де - одиниця допуску (масштабний коефіцієнт), мкм, яка виражає залежність допуску від розміру , мм. Визначається за формулою
, (1.12)
де - середнє геометричне значення крайніх розмірів стандартного інтервалу, до якого належить розмір ;
- число одиниць допуску (коефіцієнт точності), виражає залежність допуску від рівня точності.
У залежності від числа у допуску стандартами для розмірів до 500 мм встановлено 19 квалітетів (ступенів точності): 0,1; 0; 1, 2, 3, 4, 5,…, 17. При цьому допуски за квалітетами 0,1; … , 4 (дуже висока точність) використовуються для виготовлення кінцевих мір довжини, калібрів, вимірювальних інструментів та ін.; квалітети 5, 6, … , 11 – для допусків на розміри спряжених елементів деталей; квалітети 12, 13, … , 17 – для вільних (неспряжених) розмірів (наприклад, для квалітетів 5, 6, 13 і 17 число має відповідні значення 7, 10, 250 і 1600).
Розташування поля допуску відносно нульової лінії (номінального розміру) позначається однією або двома латинськими літерами (рисунок 1.2) – прописними для отворів і малими – для валів (наприклад, 20Н7 – отвір діаметром 20 мм, поле допуску відповідає за розташуванням літері Н, а за величиною 7 квалітетові точності; 20h7 – діаметр вала).
Встановленням допусків (граничних відхилень) на розміри деталі одночасно розв’язуються дві задачі – регламентується потрібна точність їх виготовлення і визначається характер з’єднання спряжених соосних поверхонь деталей (отвору і вала) – посадка. Характер посадки залежить від співвідношення полів допусків валу й отвору і визначається величиною зазорів (розмір отвору більше розміру вала) або натягів (розмір вала більше розміру отвору), які при цьому виникають. Таким чином утворюються рухомі, нерухомі і перехідні посадки. При цьому ЄСДП передбачає утворення посадок у системі отвору і посадок у системі вала.
При утворенні посадок в системі отвору в якості основного елемента розглядається отвір, який для усіх посадок має розташування поля допуску відносно нульової лінії, що відповідає літері (, - у тіло отвору відповідно до квалітету точності). Наприклад, посадка 20Н7/g6 – номінальний діаметр 20 мм, поле допуску отвору відповідає за розташуванням літері , за величиною – 7 квалітету точності, вала – літері за 6 квалітетом точності.
При утворенні посадок у системі вала в якості основного елемента розглядається вал, який для усіх посадок має поле допуску за літерою (, - у тіло вала). Наприклад, посадка 20K7/h6 – номінальний діаметр 20 мм, поле допуску вала – за 6 квалітетом точності, отвору – літері K за 7 квалітетом точності.
Взаємне розташування полів допусків отворів і валів при утворенні різних посадок у цих системах, а також їх деякі позначення наведені на рисунку 1.3.
Системи отвору і вала формально рівноправні. Однак системі отвору віддають перевагу, як більш економічній. Це обумовлюється меншою кількістю типорозмірів необхідного інструмента: різні вали в системі отвору обробляються одним і тим же різцем або шліфованим колом, тоді як для отримання в системі вала різноманітних посадок при заданому діаметрі потрібно більш дорогих зенкерів, розверток або протяжок.
У ряді випадків більш дешевим виявляється виконання з’єднання в системі вала (наприклад, спряження поршень-поршневий палець-шатун).
При використанні в машині деталей, які виготовляються на спеціалізованих заводах (підшипники кочення, шпонки та ін.), посадку треба призначати в тій системі, в якій вони виготовлені.
Однією з основних складових призначення технічних умов на виготовлення деталей є нормування відхилень форми і розташування їх поверхонь. В основу нормування і кількісної оцінки відхилень форми і розташування поверхонь прийнято принцип прилеглих прямих, поверхонь і профілів. Прилегла площина (пряма) – це площина (пряма), яка стикається з реальною поверхнею і розташована поза матеріалом деталі так, щоб відхилення від неї до найбільш віддаленої точки реальної поверхні у межах нормованої ділянки мало мінімальне значення.
Прилегле коло (циліндр) – це коло мінімального діаметра, яке описане навколо реального профілю зовнішньої поверхні обертання, або максимального діаметра, яке вписане в реальний профіль внутрішньої поверхні обертання.
При вимірюванні відхилень форми деталей прилеглими поверхнями служать робочі поверхні контрольних плит, повірочних лінійок, калібрів та ін.
Відхиленням форми називається відхилення форми номінальної поверхні, яка обмежує тіло і відділяє його від навколишнього середовища, від форми номінальної поверхні. Під номінальною розуміється ідеальна поверхня, форма якої задається кресленням або технічними умовами.
Величиною для кількісної оцінки відхилення форми є найбільша відстань від точок реальної поверхні (профілю) до прилеглої поверхні по нормалі до останньої. Найбільше значення відхилення форми називається допуском форми.
Відхилення форм можуть бути комплексними і частковими. Для циліндричних поверхонь комплексним є відхилення від циліндричності, яке характеризує найбільшу відстань від точок реальної поверхні до прилеглого циліндра. До комплексного показника відхилення в поперечному перерізі належать відхилення від округлості, а до часткових – овальність і ограненість. До комплексного відхилення в повздовжньому перерізі належать відхилення профілю повздовжнього перерізу, а до часткових – конусоподібність, бочкоподібність, сідлоподібність та згинність.
Для плоских поверхонь комплексним показником є відхилення від площинності, а частковими – увігнутість і опуклість. До комплексного показника відхилення профілю перерізу плоских поверхонь належать відхилення від прямолінійності.
Відхиленням розташування поверхонь називається відхилення дійсного розташування розглядуваного елемента поверхні, осі або площини симетрії від номінального розташування. Для оцінювання точності розташування поверхонь, як правило, призначають бази. Базою може бути поверхня (наприклад, площина), її утворююча, або точка (наприклад, вершина конуса). Якщо базою є поверхня обертання (циліндрична або конічна) або різьба, то у якості бази розглядають їх вісь. База визначає прив’язку деталі до площини або осі координат, відносно якої задаються допуски розташування елемента, що нормується. При оцінюванні відхилень розташування відхилення форми розглядуваних поверхонь (профілів) і базових елементів повинні виключатись з розглядання. При цьому реальні поверхні (профілі) замінюються прилеглими, а за осі площин симетрії і центри реальних поверхонь і профілів приймаються всі площини симетрії і центри прилеглих елементів.
Межа, що визначає допустиме значення відхилення розташування поверхонь, називається допуском їх розташування. Види допусків відхилень форми та розташування поверхонь, а також їх стандартні позначення наведені у таблиці 1.2.
На робочих кресленнях деталей умовні позначення допусків форми і розташування поверхонь, їх числові значення, а також позначення баз розміщують у рамці, яка поділена на дві або три частини (у першій – знак допуску, у другій – його числове значення, у третій – позначення бази).
Базові осі і поверхні позначають на кресленнях деталей у відповідності з ГОСТ 2.308-79 рівнобічним затемненим трикутником, з’єднаним з рамкою, в який записують позначення бази прописною літерою. Якщо базою є вісь або площина симетрії, то трикутних розміщується в кінці розмірної лінії відповідного розміру (діаметра, ширини). Коли призначають допуск розташування для двох поверхонь, то замість затемненого трикутника застосовують стрілку.
Рамку з’єднують з контурною лінією деталі або виносною лінією. Якщо допуск належить боковій поверхні або профілю, то рамку з’єднують з контурною лінією або з її продовженням. При цьому з’єднувальна лінія не повинна бути продовженням розмірної.
Деякі приклади умовного позначення розглядуваних допусків наведені в таблиці 1.3.
У формуванні технічних умов на виготовлення деталей значне місце займає нормування якісних характеристик чистоти їх робочих поверхонь. Від заданих при проектуванні номінальних поверхонь реальні поверхні деталей відрізняються наявністю періодичних нерівностей, які утворюються при їх обробці (внаслідок коливань інструменту і деталі, наявності дефектів робочих поверхонь ріжучого інструменту, особливості кінематичних ланцюгів обробляючих верстатів та ін). Якщо відношення кроку нерівностей до їх висоти не перевищує 50, то такі нерівності називають шершавістю, якщо перевищує – хвилястістю. У технічних умовах для виготовлення більшості деталей якість поверхонь забезпечується нормуванням шершавості 1-5.
Показники шершавості визначають (контролюють) за профілограмами, які отримують з поверхонь деталей за допомогою спеціальних приладів профілографів у межах встановленої базової довжини (ГОСТ 25142-82).
Шершавість поверхні деталі незалежно від матеріалу і способу виготовлення (одержання поверхні) можна оцінити кількісно одним або декількома параметрами, до яких належать:
- середнє арифметичне відхилення профілю, мкм;
- висота нерівностей профілю за десятьма точками (п’ять найбільших виступів і п’ять впадин), мкм;
- найбільша висота нерівностей (найбільший розмах нерівностей );
- середній крок нерівностей;
- середній крок місцевих виступів профілю;
- відносна опорна довжина профілю, %.
Для визначення основних параметрів шершавості поверхні при наявності профілограми (графічного відображення нерівності на довжині ) використовують відповідні формули. Наприклад:
, (1.13)
, (1.14)
, (1.15)
де - ширина -го виступу на опорному рівні перерізу профілю ).
Таблиця 1.2 Допуски форми і розташування поверхонь
|
Група допусків |
Види допусків |
Умовне позначення |
Примітка |
|
Допуски форми |
Допуск прямолінійності |
Обмежує абсолютну величину відхилення |
|
|
Допуск площинності |
|||
|
Допуск циліндричності |
Обмежує відхилення в радіусному вираженні |
||
|
Допуск округлості |
|||
|
Допуск повздовжнього перерізу |
|||
|
Допуски розташування |
Допуск паралельності |
Обмежує граничне відхилення від бази |
|
|
Допуск перпендикулярності |
|||
|
Допуск нахилу |
|||
|
Допуск співвісності |
Обмежує відхилення або в діаметральному (), або в радіусному (R) вираженні, що застерігається |
||
|
Допуск симетричності |
|||
|
Позиційний допуск |
|||
|
Допуск перетинання осей |
|||
|
Сумарні допуски форми і розташування |
Допуск радіального биття Допуск торцевого биття Допуск биття в заданому напрямі |
Обмежує сумарне відхилення, яке показує індикатор при вимірюванні |
|
|
Допуск повного радіального биття Допуск повного торцевого биття |
|||
|
Допуск форми заданого профілю |
Обмежує сумарне відхилення або в формі Т, або Т/2, що застерігається |
||
|
Допуск форми заданої поверхні |
Таблиця 1.3 Приклади умовного позначення допусків форми і розташування поверхонь на кресленнях деталей
|
Приклад умовного позначення |
Пояснення |
|
1 |
2 |
|
З’єднувальна лінія може бути прямою або ламаною. Кінець цієї лінії, яка закінчується стрілкою, повинен бути направлений по лінії вимірювання (по нормалі до поверхні) |
|
|
Якщо допуск належать до поверхні або її профілю, а не до осі елемента, то стрілку розміщують на деякій відстані від кінця розмірної лінії |
|
|
Додаткові знаки перед числовим значенням допуску |
|
|
При зазначенні кругового або циліндричного поля допуску його діаметром |
|
|
При зазначенні кругового або циліндричного поля допуску його радіусом |
|
|
Для допуску симетричності, перетину осей, форми заданої поверхні або заданого профілю, позиційного допуску (при полі допуску, обмеженому паралельними площинами). Символ Т означає, що вказується половинна ширина відповідного поля допуску |
|
|
Символ Т/2 означає, що вказується половина ширини відповідного допуску |
|
|
При зазначенні поля допуску, обмеженого сферою. |
|
|
Допуск площинності належать до всієї поверхні (довжини елемента) |
Продовження таблиці 1.3
|
Допуск належать до будь-якої дільниці поверхні (елемента), що має задану довжину або площу |
|
|
Особливості позначення баз |
|
|
Знак бази – замальований рівносторонній трикутник з висотою, що дорівнює розміру штриху розмірних чисел |
|
|
Якщо з’єднання рамки, яка містить позначення допуску, з базою незручно, то базу позначають літерою і цю літеру вписують у третє поле рамки допуску |
|
|
Базою є вісь елемента |
|
|
Приклади позначення в технічних умовах допусків форми і розташування поверхонь |
|
|
Допуск циліндричності поверхні А 0,01 мм; допуск округлості 0,007 мм |
|
|
Допуск торцевого биття поверхні Б відносно осі отвору А 0,04 мм |
Продовження таблиці 1.3
|
Допуск симетричності поверхні Б відносно осі отвору Т 0,04 мм |
|
|
Допуск паралельності загальної осі отворів відносно поверхні Б 0,01 мм |
|
|
Позиційний допуск площин пазів А Т 0,01 мм (допуск залежний) |
Найбільш повну інформацію про поверхні деталі дає параметр . У зв’язку з цим він є основним із висотних параметрів шершавості і його призначають на всі спряжені і чисто оброблені неспряжені поверхні деталей.
Відносна опорна довжина профілю характеризує фактичну опорну площу, від якої в значній мірі залежить зносостійкість рухомих з’єднань і міцність пресових посадок.
Чисті поверхні з малою шорсткістю підвищують міцність та корозійну стійкість деталей, зменшують тертя спрацьовування в спряжених рухомих деталях. Однак при цьому в значній мірі зростає вартість механічної обробки деталей. Тому вибір параметрів шершавості повинен бути економічно обгрунтованим. Безпосереднього зв’язку між квалітетами точності розмірів та параметрами шершавості поверхонь не існує. Але не допускається висока точність розмірів зі значною шершавістю поверхонь, оскільки висота нерівностей може бути співрозмірною з допуском на розміри. Поверхні деталей, що призначені для з’єднань по стандартних посадках, повинні мати параметр шорсткості 0,2…3,2 мкм.
На робочому кресленні деталі позначається шершавість усіх поверхонь, які використовуються (ГОСТ 2.309-73). При цьому для завдання номінальних числових значень параметрів шершавості ( - тільки число; - позначення і число) використовують декілька знаків. Наприклад,
Для поверхонь, на яких відсутні позначення шершавості, а вимоги до якості поверхні однакові, у правому кутку робочого креслення деталі проставляється знак
У деяких випадках розширені відомості про параметри шершавості поверхонь наводяться з використанням наведеного нижче знака
При цьому на місці рамки 1 проставляють параметри шершавості (,). На місці рамки 2 – вид обробки (при необхідності). На місці рамки 3 – базову довжину (на профілограмі). На місці рамки 4 – умовне позначення напрямку нерівностей поверхні.
Розширені відомості з технічних умов на виготовлення деталей наведені в літературних джерелах 1-5.
До найголовніших умов ефективної роботи технічних засобів (ТЗ) належать працездатність і надійність їх деталей. При експлуатації ТЗ порушення цих умов (відмови) відбувається внаслідок руйнування (втрати міцності) та зношування (зміни геометричних форм і розмірів) деталей. Тому загальну надійність при конструюванні деталей та вузлів ТЗ характеризують рядом розрахункових критеріальних показників, до головних з яких належать міцність, жорсткість, зносостійкість, вібростійкість та ін. 1-3.
У методичному плані розробка конструкції деталей виконується у такій послідовності:
Головною метою попередньо проектних розрахунків є визначення початкових (граничних) основних розмірів деталей з певних матеріалів за умов забезпечення загальних вимог з точки зору міцності та зношування (триботехнічних вимог). Початкові головні розміри деталей призначаються на основі контролювання найбільших значень відповідних критеріальних показників , які не повинні перевищувати встановлені з досвіду проектування та експлуатації допустимі значення для цих показників . Тобто контролюються умови . Наприклад, в якості критеріальних оцінок міцності більш часто розглядаються відповідні нормальні, дотичні та контактні напруження, тобто умови
, , . (1.16)
В якості узагальнених триботехнічних показників найчастіше розглядаються тепловий потік, температура, робота тертя. При оцінюванні вібростійкості – співвідношення частот власних і критичних частот деталі.
При проведенні попередньо проектних розрахунків використовуються, як правило, наближені розрахункові схеми деталей. Сучасні підходи до побудови наближених і уточнених розрахункових схем розглянуто в підручниках 1-3.
При визначених основних розмірах (наприклад, довжини вала, довжин окремих ділянок, їх діаметрів та ін.) виконується конструювання деталей (повна проробка їх конструкції).
Після розроблення конструкції деталей проводяться перевірочні розрахунки на міцність, жорсткість, нагрівання та ін., в яких працездатність і надійність відповідних уточнених конструкцій контролюється на основі співставлення фактичних коефіцієнтів запасу з їх допустимими значеннями за умови
. (1.17)
При проведенні таких розрахунків використовують вже уточнені за конструктивними особливостями і навантаженнями розрахункові схеми. Слід підкреслити взаємопов’язаність вибору (побудови) таких розрахункових схем з методами розрахунків напружень та коефіцієнтами запасу міцності. Наприклад, більш точна розрахункова схема, достатньо визначені механічні характеристики матеріалів ДМ і точні значення розрахункових напружень дозволяють отримати більш точні значення коефіцієнтів запасу і результати контролю умови . У кінцевому рахунку це дозволяє конструювати деталі за умов зниження матеріалоємності.
Для установлення значень використовується так званий нормативний метод, при якому коефіцієнти і допустимі напруження чітко регламентуються.
В окремих випадках допустимі коефіцієнти запасів міцності визначаються як добуток за формулою
, (1.18)
де - коефіцієнт, який враховує надійність матеріалу (однорідність механічних властивостей, наявність внутрішніх дефектів та ін.). На основі обробки результатів багаточисельних випробувань для ДМ, які виготовлені з поковок і прокату, , для литих ДМ – ;
- коефіцієнт урахування міри відповідальності деталі, призначається за умови роботи відповідних ДМ в межах ;
- коефіцієнт, який ураховує ступінь відповідності розрахункових схем фактичним умовам роботи ДМ. Приймається .
З аналізу наведених даних видно, що найбільші значення коефіцієнта запасу міцності деталей (добуток більших значень складових коефіцієнтів) сталевих ДМ . Якщо забезпечити при проектуванні ДМ більш точне урахування властивостей матеріалів, умов навантаження в експлуатації, розрахункове визначення діючих напружень, можна приймати коефіцієнти запасу .
Разом з тим при проектуванні деталей за наближеними розрахунковими схемами з використанням наближених методів розрахунку і механічних характеристик конструкційних матеріалів приймають . Наприклад, при проектуванні складних багатоелементних деталей (наближені характеристики якості матеріалів, особливостей їх виготовлення та збирання, неточність розрахункових методик діючих напружень та ін.) приймають і більше.
Загальною тенденцією розвитку транспортних технічних засобів є зростання потужності їх енергетичних установок і підвищення рівнів основних параметрів робочих процесів. Наприклад, за останні 50 років циліндрова потужність тепловозних дизелів зросла від 90 до 350 кВт (середній ефективний тиск газів у циліндрі з 1,0 до 2,5 МПа). При цьому тиск наддування зріс з 0,2 до 0,5 МПа, найбільший тиск у циліндрі при згорянні – з 9 до 15 МПа, температура газів, що відпрацювали у циліндрах, – з 550 до 750 С.
Тому сучасні вимоги до рівня досконалості нової техніки, складності конструкції ТЗ, жорсткі терміни виконання проектно-конструкторських робіт і складні технології виробництва визначають необхідність переходу до нових концепцій і технологій проектування – автоматизованого проектування з використанням відповідних САПР. Вказаний напрямок отримав розвиток за кордоном на основі використання інтегрованих систем автоматизації проектування і технологічної підготовки виробництва – CAD/CAM – system. При цьому поняття CAD змістовно відповідає САПР, бо інтегрується в двох значеннях – Computer Aided Design (проектування і конструювання за допомогою ЕОМ) та Computer Aided Drafting (автоматизоване креслення). Під CAM ототожнюють автоматизовану систему технологічної підготовки виробництва або автоматизовану систему управління виробництвом, технологічною підготовкою.
Фахівці вважають, що світова історія САПР починається від створення діалогової системи конструювання SKETCHPAD, описання якої було опубліковано Сатерлендом у 1963 році. Приблизно протягом 10 років роботи у цьому напрямку були в основному орієнтовані на автоматизацію проектування складених з довільних поверхонь корпусів кораблів, літаків, кузовів легкових автомобілів і вантажівок та ін. Тільки з другої половини 70-х років отримало розвиток автоматизоване проектування деталей машин. Це пояснюється труднощами реалізації системного підходу в САПР об’єктів машинобудування і створення необхідного програмного забезпечення при відносній дефіцитності в той час комп’ютерної техніки. Дійсно, з ускладненням конструкції ТЗ збільшується кількість деталей і їх типів. Тому приходиться мати справу з дуже великими обсягами необхідної для їх описання інформації, яка в більшості випадків не може розглядатися у якості загальних даних (на відзнаку від описання елементів корпусних об’єктів автоматизованого проектування). Це суттєво ускладнювало побудову відповідних САПР.
Бурхливий розвиток комп’ютерної техніки і технологій дозволив вже на початку 80-х років розробити апаратні і програмні засоби для автоматизованого розв’язання складних проектно-конструкторських задач, створення САПР різних ТЗ.
Діючими в Україні державними стандартами регламентуються усі питання (визначення, термінологія, структура, класифікація та ін.), пов’язані зі створенням і використанням сучасних САПР. У відповідності до них САПР розглядається як організаційно-технічна система, яка має комплекс засобів автоматизації проектування , що взаємодіє з відповідними підрозділами проектної організації, колективами фахівців і виконує автоматизоване проектування визначених ТЗ.
Такі системи розгортаються в провідних проектних, конструкторських, технологічних та інших організаціях, а також на підприємствах, де створені відповідні умови (є сучасна обчислювальна техніка з розвинутою мережею термінальних пристроїв, каналів передачі інформації; методичне і програмне забезпечення автоматизованого проектування; кваліфіковані кадри) 4.
Наведені в навчальному посібнику 4 рекомендації вказують на доцільність проведення автоматизованого конструювання ДМ в активних діалогових режимах (ДР) взаємодії конструктора з обчислювальною системою (ОБС) відповідної САПР у масштабі реального часу. При цьому забезпечується двостороння ініціатива початку діалогу – можливості переривання процесу автоматизованого проектування мають і ЕОМ, і конструктор. У спрощеному уявленні діалог (сеанс взаємодії) відбувається на двох рівнях. На першому (верхньому) рівні конструктор вводить до ОБС завдання на виконання певної проектної процедури чи операції. На другому рівні ОБС, отримавши завдання, надсилає запити до конструктора з метою отримання необхідних даних, після чого реалізує відповідні проектні модулі та інформує замовника про отримані результати.
Активні ДР забезпечують найбільш ефективну взаємодію конструктора з ОБС, особливо при розв’язанні складних задач оптимізаційного проектування і конструювання ТЗ. Важко переоцінити роль активних ДР у розробленні й автоматизованому оформленні графічної конструкторської документації (КД). Особливо це стосується креслярської КД (компонувальні іта складальні креслення вузлів і агрегатів, робочі креслення деталей ТЗ), яка може оформлюватися на різних носіях (паперових, магнітних та ін.) за допомогою сучасних технічних засобів машинної графіки у відповідності до вимог ЄСКД.
При розробленні в ДР оригінальних конструкцій конструктор має можливість багатопрофільного використання типових графічних зображень стандартних деталей і елементів на складальних і деталізованих кресленнях ТЗ, що проектується. Для скорочення обсягів графічних робіт і підвищення продуктивності оформлення КД діалогові програмні системи передбачають використання методів креслення-заготівки і надлишкового (комплексного) креслення.
Метод креслення-заготівки передбачає отримання робочих креслень деталей на основі використання відповідних креслень-заготівок, що розроблені для визначених класів деталей і включені до баз даних підсистеми інтерактивної машинної графіки. Кожне з таких креслень має відповідне графічне зображення геометричних форм деталі, а також зображення головних конструктивних елементів, розмірів і технічних умов, які уточнюються і задаються конструктором при розробленні конкретної деталі. В якості прикладу на рисунку 1.4 показаний фрагмент креслення-заготівки циліндричного зубчастого колеса, на якому наведено його типове креслення, показані усі розмірні лінії, задані основні технічні умови на виготовлення. Для конкретного зубчастого колеса можна проставити значення вказаних розмірів, додати таблицю стандартних параметрів (модуль, число зубців, ділильний діаметр, коефіцієнт зміщення, ступінь точності та ін.) і одразу отримати в масштабі й оформити на потрібному носієві робоче креслення. Розглянутий метод дозволяє суттєво підвищити продуктивність оформлення КД при розробленні конструкцій з великою кількістю стандартних деталей. До недоліків слід віднести жорстку фіксацію конструкційної структури деталі в кресленні-заготівці.
Більшу гнучкість забезпечує метод надлишкового креслення (метод комплексного креслення, комплексної деталі), який передбачає описання певного класу деталей у вигляді сукупного геометричного об’єкта з надлишковими конструкційними елементами, розмірами, технічними умовами на виготовлення. При цьому для отримання робочого креслення конкретної деталі конструктор задає перелік необхідних конструктивних елементів і значення стандартних параметрів, що визначають її розміри.
Разом з тим більш економічним є складання робочих креслень деталей з окремих фрагментів типових графічних зображень, що належать сукупності різних комплексних креслень. Наприклад, креслення черв’ячного колеса може складатися з типових елементів комплексних креслень “фланець” і “зубчастий вінець”. Використання такого підходу в САПР агрегатних верстатів забезпечує автоматизоване оформлення робочих креслень більш як 85% усіх деталей.
У наш час розроблені і можуть бути рекомендовані для автоматизованого конструювання ДМ відповідні пакети прикладних програм (ППП). Наприклад, основою для створення проектуючих підсистем САПР різних ТЗ (об’єктів енергетичного і транспортного машинобудування та ін.) є пакети “ГТД”, “ЦПГ”, “ПІМГ”, “АРМ WinMachin”.
Пакет прикладних програм бібліотечного типу (без монітора) “ГТД” призначений для розв’язанні окремих задач автоматизованого проектування сучасних газотурбінних двигунів. Він об’єднує програмні модулі для проектування й оптимізації конструкції основних елементів ГТД (вхідного дифузора, компресора, камери змішування, перехідного каналу та ін.).
Пакет прикладних програм з монітором “ЦПГ” призначений для використання в проектуючих підсистемах САПР КДВЗ при розв’язанні найскладніших задач з математичного моделювання й аналізу полів температур, напружень і деформацій у деталях циліндро-поршневої групи форсованих дизелів.
До пакета “ПІМГ” належать достатньо розвинуті ППП для виконання різних процедур машинної графіки (наприклад, ППП “ФАП-КФ”, “ГРАФОР” та ін.), використання яких в САПР розглянуто в посібнику 4.
Пакет “АРМ WinMachin” розроблено науково-технічним центром “Автоматизированное проектирование машин” (Росія) і являє собою програмну версію системи розрахунків і проектування механічних конструкцій і обладнання в області машинобудування і будівництва. Він містить програми для автоматизованого проектування різних деталей машин, елементів конструкції, вузлів механізмів і машин, вбудовані бази даних, необхідну інформаційну базу знань (фундаментальний елементний підручник “Основы проектирования машин”).
До складу ППП “АРМ WinMachin” входять програмні модулі для різноманітних ППП, наприклад:
Кожний програмний модуль надає конструктору відповідне інтегроване середовище, яке містить: спеціалізований графічний редактор; повний цикл необхідних обчислювань; вбудовані бази даних і різноманітні засоби представлення і документування результатів.
На завершення до розглядуваних питань слід зазнати, що в світовій практиці автоматизованого рішення проектно конструкторських задач поряд з аналогічним до САПР поняттям CAD – Computer Aided Design найчастіше використовуються: CAM – Computer Aided Manufacturing; CAQ – Computer Aided Quality Assurance; CAP – Computer Aided Planning; CIM – Computer Integrated Manufacturing; CAE – Computer Aided Engineering. При цьому під CAM розуміють автоматизовану систему технологічної підготовки виробництва (як виділену окремо частину CAD – системи), а іноді – систему управління виробництвом і технологічними процесами на підприємстві із застосуванням ЕОМ. Під CAQ – систему підтриманого комп’ютером забезпечення якості. Під CAP – систему автоматизованого проектування технологічних процесів при підготовці виробництва. Під CIM – автоматизовану систему управління процесом проектування ТЗ. Особливе місце займає поняття CAE (КІТ – комп’ютеризована інженерна праця), яке іноді пов’язується з інженерними розрахунками та конструюванням за допомогою ЕОМ, а в деяких випадках – розглядається як інтеграція усіх видів інженерної діяльності з використанням комп’ютера.
Деталі, що складають конструкцію технічного засобу, пов’язуються між собою відповідними способами, які отримали назву зв’язки. Вони розділяються на рухомі і нерухомі. Наявність рухомих зв’язків у механізмах і машинах (кінематичні пари – наприклад, різні шарніри, зубчасте зачеплення) обумовлена їх кінематичними схемами. Формування нерухомих зв’язків визначається необхідністю розділення загальної конструкції технічного засобу на вузли і деталі для спрощення виробництва, полегшення складання, ремонту та транспортування. Нерухомі зв’язки мають назву з’єднання.
З’єднання є важливими елементами машинобудівних конструкцій. Досвід експлуатації транспортних технічних засобів виявив, що велика кількість відмов у їх роботі пов’язана з незадовільною якістю з’єднань. Тому основним критерієм працездатності з’єднань (а також відповідних розрахунків) є міцність.
За ознакою роз’ємності всі види з’єднань можна розділити на роз’ємні і нероз’ємні.
До роз’ємних з’єднань, які можуть розбиратися без руйнування деталей, що їх складають, належать: різьбові з’єднання; шпонкові з’єднання; шліцьові з’єднання; профільні з’єднання; штифтові з’єднання; клинові з’єднання.
До нероз’ємних з’єднань, які не можуть розбиратися без руйнування деталей, що з’єднуються, або їх поверхонь, належать: зварні з’єднання; заклепкові з’єднання; з’єднання з натягом; паяні з’єднання; клейові з’єднання.
Нижче наводиться огляд конструкції різних видів роз’ємних і нероз’ємних з’єднань, а також висвітлюються основні методи їх розрахунків (численні уточнені методи розрахунків з’єднань наведені в джерелах [3–5].
Різьба (рисунок 2.1) – це виступи, утворені на основній поверхні гвинтів або гайок і розташовані за гвинтовою лінією.
Різьбові з’єднання є одними з найбільш поширених роз’ємних з’єднань, які здійснюються за допомогою деталей, що мають зовнішню (болти, гвинти, шпильки та ін.) і внутрішню (гайки, різьбові отвори в корпусних деталях) різьбу.
До переваг різьбових з’єднань слід віднести високу надійність, зручність складання та розбирання, можливість утворення великих осьових навантажень, відносно невелику вартість, що обумовлюється стандартизацією та масовим виробництвом кріпильних різьбових деталей. Недоліком слід вважати концентратори напружень у западинах різьби, що знижує втомлену міцність різьбового з’єднання, а також необхідність застосування в багатьох випадках засобів стопоріння (для запобігання саморозгвинчування з’єднання).
За формою основної поверхні роздрізняють циліндричні та конічні різьби. У машинобудуванні найбільш поширені циліндричні різьби. Конічну різьбу застосовують для щільних з’єднань труб, пробок тощо.
За формою профілю різьби розрізняють трикутну (відповідний контур abc на рисунок 2.1, а), прямокутну, трапецеїдальну, круглу та інші різьби.
За напрямком гвинтової лінії розрізняють праву (найбільш поширену) і ліву різьби.
За числом заходів відрізняють однозахідну (найбільш поширену), двозахідну та інші різьби. Багатозахідні різьби застосовуються в гвинтових механізмах.
До основних геометричних параметрів різьби (рисунок 2.1, б) належать d – зовнішній діаметр; d1 – внутрішній діаметр; d2 – середній діаметр; h – робоча висота профілю; р – крок різьби; р1 – хід різьби (р1= рn, де n – число заходів); - кут профілю; - кут підйому гвинтової лінії за середнім діаметром,
(2.1)
Усі геометричні параметри різьб і допуски на їх розміри регламентуються відповідними стандартами.
За призначенням розрізняють різьби кріпильні і різьби ходові (для гвинтових механізмів). До кріпильних різьб належать різьба метрична з трикутним профілем (=600) – основна кріпильна різьба; трубна (=550) – із округленими вершинами і западинами (ГОСТ 6357-73); кругла (ГОСТ 6042-71) та ін. До ходових різьб належать трапецеїдальна симетрична (ГОСТ 9484-73) і упорна (ГОСТ 10177-62), прямокутна різьби.
Різьбові з’єднання здійснюються з застосуванням кріпильних деталей, до яких належать болти та шпильки з гайками, гвинти. При необхідності різьба нарізується на сполучених поверхнях деталей, що з’єднуються.
Механічні властивості кріпильних деталей нормуються. Відповідно до ГОСТ 1759-70 на болти, гвинти і шпильки встановлено 12 класів міцності, кожний з яких позначається двома числами. При цьому перше число, перемножене на 100, означає границю міцності необхідного матеріалу В (МПа), а друге, перемножене на 10 (у відсотках), – відношення границі текучості до границі міцності (Т /В). На гайки встановлено 7 класів міцності при позначенні кожного одним числом, яке перемножене на 100 дає значення механічних напружень від дослідного навантаження F.
Під дією сил тертя між витками різьби та на опорній поверхні гвинта або гайки, зовнішніх осьових сил Q, зусилля попереднього затягування з’єднання QП (приймається QП = 1,3Q) стержень гвинта підлягає деформаціям кручення та розтягування, а витки різьби – деформаціям зсуву та згинання.
При статичному навантаженні характерними є два типи руйнування різьбових з’єднань – обрив стержня гвинта (частіше) та зрізання витків різьби.
З урахуванням зусилля попереднього затягування діаметр стержня (внутрішній діаметр різьби) визначається за формулою
(2.2)
де [] – допустиме напруження, яке визначається за формулою
(2.3)
де n – коефіцієнт запасу міцності (для гвинтів середніх діаметрів n = 1,5...3, для гвинтів малих діаметрів n = 4...5).
Перевірка міцності різьби на зрізання виконується за формулою
(2.4)
де H – висота гайки;
k – коефіцієнт повноти різьби, який залежить від типу різьби (наприклад, для трикутної різьби k = 0,75);
m – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження;
[ЗР] – допустиме напруження зрізання, [ЗР]=(0,2...0,3)Т.
Шпонкове з’єднання (рисунок 2.2) здійснюється за допомогою спеціальної деталі – шпонки, яка закладається у відповідні пази, що виконані на сполучених поверхнях деталей, що з’єднуються. Воно забезпечує нерухоме скріплення деталей для передачі крутного моменту.
До переваг шпонкових з’єднань слід віднести простоту і надійність конструкції, зручність складання і розбирання, невисоку вартість. Недоліки з’єднання визначаються ослабленням суцільних перерізів сполучених деталей і наявністю концентраторів напружень.
Найбільш поширені в машинобудівних конструкціях такі типи шпонок (рисунок 2.3):
– клинова врізна (ГОСТ 8791-68), створює напружений стан за верхньою та нижньою гранями шпонки і передає крутний момент за рахунок сил тертя на них (рисунок 2.3, а);
– призматична звичайна з округленими кінцями (ГОСТ 8789-68), сприймає навантаження бічними гранями (рисунок 2.3, б);
– призматична напрямна врізна із закріпленням на валу (ГОСТ 8790-68), допускає переміщення маточини вздовж осі валу (рисунок 2.3, в);
– сегментна (ГОСТ 8794-68) (рисунок 2.3, г);
– кругла (не стандартизована) (рисунок 2.3, д).
Призматичні звичайні шпонки (рисунок 2.2) працюють на зминання бокових граней та зрізання. При заданому крутному моменті Т, що передається з’єднанням, потрібна довжина шпонки l визначається за поданими нижче формулами:
- за умови попередження зминання, (2.5)
- за умови попередження зрізання, (2.6)
де [ЗМ], [ЗР] – допустимі напруження зминання і зрізання.
З двох значень довжини шпонки потрібно задати більше. Якщо. розміри поперечного перерізу шпонки (b h) вибираються з таблиць стандарту залежно від діаметра вала d, то довжина шпонки визначаються з умов попередження тільки зминання.
Для виготовлення шпонок застосовується чистотягнутий прокат для шпонок зі сталей за ГОСТ 380-71 та ГОСТ 1050-74 з границею міцності не нижче 500 МПа. При стальній маточині приймається [ЗМ] =80…100 МПа, при чавунній маточині приймається [ЗМ] =45…55 МПа. Значення [ЗР] приймається в залежності від характеру навантаження – для спокійного навантаження [ЗР]=120 МПа, для помірних поштовхів [ЗР]=85 МПа, для ударного навантаження [ЗР]=50 МПа.
Шліцьове з’єднання (рисунок 2.4) можна умовно уявити як багатошпонкове, у якого шпонки виготовлені безпосередньо на валу. Призначається для передачі значних крутних моментів. За допомогою шліцьового з’єднання забезпечується як нерухоме, так і рухоме (з відносним осьовим переміщенням сполучених поверхонь) скріплення деталей.
До переваг шліцьових з’єднань слід віднести більшу міцність шліцьових валів у порівнянні зі шпонковими, а також краще центрування деталей. Недоліком слід вважати складність виготовлення шліцьових валів і збільшення концентраторів напружень.
Основними типами шліцьових з’єднань є прямобічні (ГОСТ 1139-58), евольвентні (ГОСТ 6033-51) і трикутні (регламентовані відповідними нормалями) з’єднання.
Шліцьове з’єднання розраховується на зминання бокових граней шліців. Нерівномірність розподілу навантаження між шліцами ураховується через коефіцієнт =1,2...1,3. Максимальний крутний момент визначається за формулою
, (2.7)
де z – число шліців;
h – висота поверхні контакту;
l – робоча довжина шліца, яка дорівнює довжині маточини деталі, що з’єднується з валом;
[ЗМ] – допустиме напруження зминання, для термообробленої сталі, для якої границя міцності не нижче 500 МПа, приймається для нерухомих з’єднань [ЗМ] =100...140 МПа, а для рухомих під навантаженням – [ЗМ] = 5...15 МПа.
У профільному з’єднанні охоплююча та охоплювана поверхні деталей мають некруглий профіль перерізу (рисунок 2.5), внаслідок чого забезпечується передача великих крутних моментів без використання додаткових деталей (наприклад, з’єднання корабельного гребного гвинта з кінцевим валом).
У порівнянні зі шпонковими та шліцьовими з’єднаннями профільне відрізняється меншою концентрацією напружень і кращим центруванням. Недолік з’єднання полягає в складності виготовлення профільних сполучених поверхонь.
Профільне з’єднання зі складним контуром розраховується за напруженнями зминання на робочих поверхнях. Для з’єднання на квадраті (рисунок 2.5) рекомендовано приймати b=0,75d. Максимальний крутний момент визначається за формулою
(2.8)
Рекомендується приймати довжину з’єднання l= d...2d, а також для термообробленої сталі [ЗМ] = 140 МПа.
Штифтове з’єднання (рисунок 2.6), яке досить поширене в машинобудуванні, здійснюється за допомогою додаткової деталі –штифта.
З’єднання використовується для передачі осьового навантаження а бо крутного моменту, а також для забезпечення точного взаємного розташування деталей, що з’єднуються.
Перевагами штифтових з’єднань є простота конструкції, зручність монтажу. До недоліків слід віднести послаблення основних деталей отворами під штифти, нетехнологічність конструкції та обмеження навантажень, що передаються.
Штифти розраховуються на зрізання та зминання. При передачі крутного моменту Т
(2.9)
(2.10)
Для виготовлення штифтів використовуються сталі 30, 35, 45, 50. Відповідно до цього приймаються [ЗМ] = 140 МПа і [ЗР] = 80 МПа.
З’єднання деталей при зварюванні супроводжується місцевим нагріванням поверхонь, що з’єднуються, до розплавленого або пластичного стану. Зварюванням можна з з’єднувати як металічні, так і неметалічні деталі.
Зварне з’єднання вважається найбільш досконалим нероз’ємним з’єднанням. До його переваг належать рівноміцність щодо сполучених поверхонь, економія матеріалів і зменшення маси у порівнянні з заклепковими з’єднаннями, висока продуктивність і технологічність процесу зварювання. Недоліками з’єднання вважаються появлення температурних напружень і їх концентрація, а також жолоблення тонкостінних деталей.
Найбільш поширеними способами зварювання є електродугове, електроконтактне та газове (хімічне). Також застосовують нові способи зварювання – тертям, вибухом, ультразвуком та ін.
При електродуговому зварюванні під дією тепла електричної дуги оплавляються сполучені поверхні і їх метал разом з металом електрода , який обмазується захисним покриттям або під шаром флюсу, утворюють міцний шов. Таким способом зварюються конструкційні сталі будь-яких марок. Електродугове зварювання високолегованих сталей, а також сплавів на основі алюмінію, міді, молібдену проводиться в середовищі захисного газу – аргону або гелію. Метал практично необмеженої товщини дозволяє зварювати електрошлакове зварювання.
При газовому зварюванні розігрівання поверхонь, що з’єднуються, і прутка присаджувального матеріалу забезпечується згорянням газу (ацетилену) в струмені кисню. Таке зварювання застосовується для герметичного з’єднання деталей відносно малої товщини.
При електродуговому зварюванні залежно від взаємного розташування деталей відрізняються з’єднання встик (рисунок 2.7, а), внапустку (рисунок 2.7, б), таврові (рисунок 2.7, в) та кутові (рисунок 2.7, г). При цьому збільшення товщини деталей потребує додаткового розділування поверхонь.
При розрахунках для з’єднань встик, які навантажуються стискаючою (розтягуючою) силою Р, контролюється умова міцності
(2.11)
де S – товщина зварюваних деталей;
l – довжина зварювального шва;
– допустиме нормальне напруження зварювального шва, приймається [] для матеріалу деталей.
При розрахунках для з’єднань внапустку, навантажених силою Р, контролюється умова міцності
(2.12)
де К – катет зварювального шва,
- допустиме дотичне напруження зварювального шва, приймається 0,65[].
Заклепкове з’єднання здійснюється з використанням додаткової деталі – заклепки (рисунок 2.8, а). Форма та розміри заклепок стандартизовані. У деяких випадках при формуванні з’єднання на одній з деталей виконується суцільна або пустотіла (пістон) цапфа (рисунок 2.8, б). Заклепкові з’єднання розповсюджені в машинобудуванні, будівельних конструкціях і приладах. Для їх виготовлення застосовуються сталі марок 2, 3, 10, а також алюмінієві і мідні сплави.
У зрівнянні зі зварними з’єднаннями переваги заклепкових полягають у можливості з’єднання незварюваних деталей, менших руйнуваннях деталей при розбиранні, а також меншій концентрації напружень. Недоліки їх визначаються малою продуктивністю технологічного процесу, великими витратами металу, значною вартістю, підвищеним рівнем негативного впливу вібрацій на робітників.
До основних типів заклепкових з’єднань належать з’єднання внапустку (рисунок 2.9, а), з одною (рисунок 2.9, б) та двома накладками. Також застосуються однорядні, дворядні та ін. типи заклепкових з’єднань.
Заклепки в з’єднаннях, що підлягають осьовому навантаженню, розраховуються на зрізання і перевіряються на зминання.
Умова міцності при розрахунках на зрізання перевіряється за формулою
(2.13)
де Р1 – навантаження на одну заклепку;
і - кількість площин зрізання.
Умова міцності при розрахунках на зминання перевіряється за формулою
(2.14)
де S – товщина деталей, що з’єднуються.
Величини допустимих напружень призначаються залежно від матеріалу заклепок і способу обробки отворів під них. Наприклад, для стальних заклепок (сталі марок 2, 3) при отворах, що отримують свердленням, приймаються [ЗР]=140 МПа і [ЗМ] = 300 МПа.
З’єднання цього типу забезпечує нерухоме скріплення деталей за рахунок сил тертя, що виникають між охоплюючою та охоплюваною поверхнями при складанні деталей за групою посадок з натягом. Такий спосіб з’єднання застосовують для складання деталей, навантажених значними зусиллями, або тих, що підлягають при роботі впливу вібрацій та ударів – для з’єднання валів із зубчастими колесами або бандажів черв’ячних коліс з маточинами. Окрім гладких, у таких з’єднаннях застосовують накатані деталі. Надійність з’єднання при цьому забезпечується за рахунок вдавлення зубців накатки в циліндричну поверхню сполученої деталі.
При паянні деталі (з чавуну, сталі, кольорових металів та сплавів) з’єднуються розплавленим припоєм. Такі з’єднання широко застосовуються в електричних машинах, приладах, радіоапаратурі.
Перевагами паяних з’єднань є їх герметичність, відносна простота і технологічність процесу, малі остаточні деформації. До недоліків слід віднести невисоку механічну та термічну міцність, високу вартість припоїв і флюсів.
Відрізняють легкоплавкі (м’які) припої з температурою плавлення до 3000 С і тугоплавкі (тверді) припої з температурою плавлення більше 5000 С.
Поширеними м’якими припоями є сплави олова та свинцю - ПОС (зі змістом олова 18...90%; наприклад, припій ПОС-60 містить 60% олова і близько 40% свинцю); олова, свинцю та кадмію - ПОСК; олова, свинцю та вісмуту – ПОСВ. Такі припої застосовують для паяння міді, сплавів, сталі.
Тверді припої застосовуються для паяння міді, сталей, нержавіючих сталей. До складу твердих припоїв можуть входити такі складові: срібло, мідь, кадмій (ПСр50Кд34); мідь і нікель (ПН25) та ін. Такі припої забезпечують шви з відносно високими механічною та термічною міцністю.
Для отримання якісних паяних з’єднань поверхні деталей очищують від окисних плівок шляхом застосування флюсів - каніфолі, розчину спирту, а також хімічно активних флюсів - бури, хлористого цинку та ін.
З’єднання конструкційних матеріалів склеюванням широко використовується в різних галузях машинобудування. Основною перевагою цього з’єднання є їх щільність, можливість склеювання різнорідних металічних і неметалічних матеріалів у різноманітних сполученнях. Недоліком є низька теплостійкість (600С для більшості клеїв і 2500С для теплостійких клеїв), а також невисока міцність.
Вибір клею здійснюється залежно від виду матеріалів, що склеюються, і робочих температур. Так, клеї марок БФ-2 і БФ-4 (розчини синтетичних смол у спирті або ацетоні) застосовуються для склеювання металів і сплавів між собою та неметалічними матеріалами. Епоксидні клеї ЭД-5, ЭД-6 використовуються для склеювання сталі, міді, алюмінію та його сплавів, пластмас. В електро- та приладобудуванні використовуються епоксидний К-8 і феноло-вінілацетатний ВК-20 струмопровідні клеї.
Механічна передача – механізм, що перетворює задані кінематичні та енергетичні параметри двигуна на потрібні параметри руху робочих органів машин та призначений для погодження режиму роботи двигуна з режимом роботи виконавчих органів. Класифікація механічних передач наведена в таблиці 3.1.
Незалежно від типу та конструкції в будь-якій механічній передачі можна виділити два вали, які називають у напрямку передачі потужності вхідним (ведучим) та вихідним (веденим) (рисунок 3.1).
Цим валам приписують основні параметри – потужність P (кВт) і частота обертання n (хв-1). Параметри вхідного (ведучого) вала мають індекс 1, параметри вихідного (веденого) вала – 2.
Крім основних параметрів, роботу механічної передачі характеризують похідні параметри:
– передаточне число
; (3.1)
– коефіцієнт корисної дії
; (3.2)
– кутова швидкість обертання вала, рад/с
. (3.3)
При відомій потужності і частоті обертання на валу можна визначити крутний момент, Н·м або .
; (3.4)
. (3.5)
У залежності від співвідношення параметрів вхідного і вихідного валів передачі поділяються:
Таблиця 3.1 – Класифікація механічних передач та їх порівняльна оцінка
|
Спосіб передачі руху |
Тип передачі |
Взаємне розташування валів |
Вид передачі |
Передана потужність Р, кВт |
Колова швидкість V, м/с |
ККД |
Передаточне число в одному ступені |
|
Зачепленням |
Зубчасті |
Паралельне |
циліндричні |
1000 |
150 |
0,92...0,98 |
3...6 |
|
із зубчастою рейкою |
0,92...0,98 |
1 |
|||||
|
Вісі валів перетинаються |
конічні |
0,91...0,97 |
3...5 |
||||
|
Вісі валів перехрещуються |
черв’ячні |
50 |
15 |
0,7...0,92 |
8...80 |
||
|
конічні гепоїдні |
0,8...0,9 |
3...5 |
|||||
|
циліндричні гвинтові |
0,8...0,9 |
1...3 |
|||||
|
Ланцюгові |
Паралельне |
з роликовими |
100 |
15 |
0,91...0,97 |
2...6 |
|
|
втулковими |
|||||||
|
зубчастими ланцюгами |
35 |
||||||
|
Із зубчастим пасом |
Паралельне |
30 |
0,91...0,97 |
2...4 |
|||
|
Тертям |
Пасові |
Паралельне |
плоскопасові |
50 |
30 |
0,94...0,97 |
2...4 |
|
клинопасові |
|||||||
|
круглопасові |
|||||||
|
Вісі валів перехрещуються |
плоскопасові |
||||||
|
круглопасові |
|||||||
|
Фрикційні |
Паралельне |
u = const |
300 |
30 |
0,7...0,8 |
3...6 |
|
|
u = var |
|||||||
|
Вісі валів перетинаються |
u = const |
||||||
|
u = var |
|||||||
|
За принципом гвинтової пари |
Гвинт-гайка |
Співвісні |
100 |
5 |
0,3...0,4 |
1000 |
До переваг зубчастих передач належать:
Недоліками слід вважати:
Якість роботи передачі пов’язана з помилками виготовлення зубчастих передач та деталей (корпус, підшипники, вали), які визначають їх взаємне розташування. Деформація деталей під навантаженням теж впливає на якість передачі.
Основні помилки при виготовленні:
Точність виготовлення регламентується СТ СЕВ 641-77, який передбачає 12 ступенів точності. Кожний ступінь точності характеризується трьома показниками:
Ступінь точності обирають у залежності від призначення передачі. Найбільш поширені 6, 7, 8 ступені точності.
Для того щоб виключити заклинювання передачі у зачепленні, повинен бути боковий зазор. Розмір зазору регламентується видом сполучення зубчастого колеса. Існує 6 видів:
Н – нульовий зазор;
Е – малий зазор;
С, D – зменшений зазор;
В – нормальний зазор;
А – збільшений зазор.
Зазори Н, Е, С потребують підвищеної точності виготовлення, застосовуються для реверсивних передач при високих вимогах до кінематичної точності, а також при існуванні крутильних коливань валів.
Проектування будь-якої зубчастої передачі може бути представлено в узагальненій формі у вигляді такого алгоритму:
Вирішальний вплив на працездатність зубців коліс у зубчастих передачах здійснюють контактні напруження та напруження згину , які носять циклічний характер.
Контактні напруження виникають у місці контакту зубців і викликають викришування поверхонь зубців поблизу полюса зачеплення в області ніжок зубців. Напруження згинання виникають в області ніжок і викликають усталісне руйнування зубців.
Заходи по запобіганню викришування зубців:
Заходи по запобіганню поломки зубців:
Крім того, внаслідок перевантаження ( ударного та статичного) зубців або концентрації напружень може виникнути поломка зубців. Заходи з уникнення цього виду руйнування:
Проектувальний розрахунок на міцність закритих швидкохідних зубчастих передач виконується за допустимими контактними напруженнями [Н]. Потім виконується перевірочний розрахунок по допустимим напруженням згинання .
Проектувальний розрахунок відкритих тихохідних високонавантажених передач виконується за допустимими напруженням згинання . Потім виконується перевірочний розрахунок по допустимих контактних напруженнях .
Методика вибору матеріалів і розрахунок допустимих напружень для зубчастих передач наведено в роботі [6].
За розрахункове навантаження приймають максимальне значення питомого навантаження, розподілене по лінії контакту зубців:
, (3.6)
де Fn – нормальна сила в зачепленні;
l – довжина лінії контакту зубців;
K – коефіцієнт розрахункового навантаження,
, (3.7)
де – коефіцієнт концентрації навантаження, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зубця внаслідок деформації валів, корпусів, опор та самих зубчастих коліс, а також неточність виготовлення та монтажу; залежить від точності монтажу і жорсткості валів, корпусних деталей і підшипників. При всіх рівних умовах концентрація напружень збільшується зі збільшенням ширини колеса . Концентрація навантаження збільшує контактні напруження і напруження згину. Якщо колеса виготовляються з матеріалів, що прироблюються (HB < 350), то концентрація поступово зменшується внаслідок підвищеного місцевого зносу. вибирається з графіків 8.15 в роботі [3] на підставі схеми редуктора в залежності від коефіцієнта ширини колеса відносно діаметра шестерні і твердості матеріалу НВ;
– коефіцієнт динамічного навантаження, враховує внутрішні динамічні навантаження, що виникають у передачах внаслідок помилок основного кроку при нарізанні коліс. Залежить від ступеня точності виготовлення коліс (помилки кроку), колової швидкості, приєднаних мас, пружності зубців та ін. Вибирається за таблицею 8.3 в роботі [3].
Розрізняють:
, , – при розрахунках по контактних напруженнях;
, , – при розрахунках по напруженнях згину.
– нормальна сила, спрямована по лінії зачеплення як загальної нормалі до поверхонь зубців. При розрахунках зубчастих передач силу переносять у полюс і розкладають на складові (рисунок 3.2):
– колова сила,
– радіальну сила.
, (3.8)
, (3.9)
. (3.10)
Розрахунок міцності зубців по контактних напруженнях виконується згідно з методики, наведеною в роботі [6].
Значення контактних напружень H не залежить від модуля або числа зубців окремо, а залежить від їхнього добутку – діаметра.
Звичайно значення m вибирають, орієнтуючись на рекомендації, вироблені на практиці, а потім перевіряють зубці на згин.
Дрібномодульні колеса з великим числом зубців забезпечують плавність ходу передачі та її економічність.
Переваги дрібномодульних коліс:
Недоліки:
Крупномодульні колеса з великим числом зубців довше протистоять зносу, можуть працювати тривалий час після початку викришування, менш чутливі до перевантажень і неоднорідності матеріалу.
Зубці мають складний напружений стан. Найбільш небезпечні напруження згину утворюються в корені зубця в зоні переходу евольвенти в галтель (рисунок 3.3). Тут же спостерігається концентрація напружень.
При розрахунку на міцність по напруженнях згину приймаються такі припущення:
1 Усе навантаження в зачепленні передається однією парою зубців і прикладена до вершини зубця.
2 Зубці розглядаються як консольні балки, для яких справедливий метод перетинів. Фактично зубці подібні до виступів, у яких розміри поперечного перерізу порівнянні з розмірами висоти. Точний розрахунок напружень у таких елементах виконують методами теорії пружності, результати точного розрахунку використовують для виправлення наближеного розрахунку шляхом уведення коефіцієнта концентрації напружень.
За розрахункове напруження приймається напруження на розтягнутому боці зубця (для сталей розтягання небезпечніше за стиск).
Геометричні параметри
Косозубі циліндричні передачі нарізуються тим самим різальним інструментом, на тих самих верстатах, за тією самою технологією, що і прямозубі. При цьому заготівлю повертають на кут , тому зубці розташовуються не по утворюючій ділильного циліндра, а складають з нею кут . Профіль косого зубця в нормальному перетині n-n збігається з профілем прямого зубця. Модуль у цьому перетині повинний бути стандартним. У торцевому перетині t-t параметри косого зуба змінюються в залежності від кута (рисунок 3.4):
– коловий крок
, (3.11)
– коловий модуль
, (3.12)
– ділильний діаметр
. (3.13)
Міцність зубців визначають його розміри і форма в нормальному перетині. Форму косого зубця в нормальному перетині прийнято визначати через параметри еквівалентного прямозубого колеса.
Ділильний діаметр еквівалентного прямозубого колеса
. (3.14)
Число зубців еквівалентного прямозубого колеса
. (3.15)
Збільшення еквівалентних параметрів зі збільшенням кута β є однією з причин підвищення міцності косозубих передач. Унаслідок нахилу зубців виходить ніби колесо більших розмірів або при тому ж навантаженні зменшуються габарити передачі. Тому в сучасних передачах косозубі колеса одержали переважне поширення.
Багатопарність і плавність зачеплення
На відміну від прямих, косі зубці входять у зачеплення не відразу по всій довжині, а поступово. Зачеплення поширюється у напрямку від точки 1 до точки 2 (рисунок 3.5, а).
На відміну від прямозубого зачеплення, косозубе не має зони однопарного зачеплення. У прямозубій передачі навантаження на зубець прикладається миттєво. У косозубих передачах зубці навантажуються поступово в міру заходу їх у зону зачеплення , і в зачепленні завжди знаходиться як мінімум дві пари (рисунок 3.5, б). Зазначене означає плавність роботи косозубого зачеплення, зниження шуму і додаткових динамічних навантажень у порівнянні з прямозубим зачепленням.
a – коефіцієнт торцевого перекриття,
ga – зона зачеплення однієї пари зубців
Сили в зачепленні
У косозубій передачі нормальну силу розкладають на три складові (рисунок 3.6):
колову силу
; (3.16)
осьову силу
; (3.17)
радіальну силу
; (3.18)
у свою чергу
. (3.19)
Наявність у косозубій передачі осьових сил, що додатково навантажують опори, є недоліком. Цей недолік усунутий у шевронній передачі (рисунок 3.7)
У високонавантажених редукторах для передачі крутного моменту з вала на вал використовують подвоєний ступінь з рознесеними на валах шестернях та колесах.
При збільшенні зростає осьова сила Fa (додаткове навантаження на вали), тому = 8...200, у шевронних – = 30...40.
Розрахунок міцності косозубої передачі по контактних напруження наведено в роботі [6].
У 1954 р. М.Л. Новиковим було розроблено зубчасте зачеплення з коловим профілем зубців.
Переваги:
Недоліки:
Оскільки прямозубі колеса з круговим профілем зубців є несполученими, то така передача працювати не може. Для зберігання безперервності зачеплення передачі Новикова виконують косозубими з осьовим коефіцієнтом перекриття .
При обертанні коліс косі зубці перекочуються у площині n-n як циліндри (рисунок 3.8). Точка контакту a переміщується вздовж зубців від одного кінця до другого. Лінія дотику циліндрів – полюсна лінія. Лінія, по якій переміщується точка контакту a ,– лінія зачеплення.
Якщо лінія зачеплення розташована за полюсною лінією (у напрямку обертання ведучого колеса), то зачеплення має назву заполюсне. Якщо до полюса – дополюсне. Одна й та сама пара коліс може мати заполюсне і дополюсне зачеплення в залежності від того, яке колесо є ведучим.
Ознакою заполюсного зачеплення є випуклий профіль ведучого зуба та увігнутий веденого. Дополюсного –увігнутий профіль у ведучого та випуклий у веденого.
Очевидно, можливо виконувати колеса таким чином, що одна частина профілю буде випуклою, а друга – увігнутою. Такі колеса зможуть зачіплюватись і за полюсом, і перед полюсом (дозаполюсне зачеплення) (рисунок 3.9). Дозаполюсне зачеплення має дві лінії зачеплення, відповідно у два рази більше і число точок контакту зубців. У таких передачах зубці шестерні і колеса мають однаковий профіль: випуклий біля голівки й увігнутий біля ніжки.
Дозаполюсне зачеплення має такі переваги:
Конічні зубчасті передачі застосовують у тих випадках, коли вісі валів перетинаються під деяким кутом ( як правило, =900) (рисунок 3.10) [1].
Конічні передачі більш складні, ніж циліндричні у виготовленні та монтажі:
Навантажувальна спроможність конічної прямозубої передачі складає 0,85 циліндричної.
Конічні передачі отримали широке розповсюдження внаслідок того, що за умови компонування необхідно розташовувати вали під кутом.
Аналогом початкових та ділильних циліндрів є початкові та ділильні конуси.
Конуси, утворюючі яких перпендикулярні до утворюючих ділильних конусів, мають назву додаткові конуси.
Переріз зубця додатковим конусом має назву торцевий переріз (зовнішній – e, внутрішній, середній – m). Розміри по зовнішньому торцю зручніші для замірів, їх вказують на кресленнях. Розміри у середньому перерізі використовують у силових розрахунках.
Залежності розмірів у середньому та торцевому перерізах (для прямозубих коліс нормальний (n) та торцевий (t) перерізи збігаються):
, (3.20)
, (3.21)
. (3.22)
Передаточне число
, (3.23)
, (3.24)
. (3.25)
Для шестерні:
– колова сила
; (3.26)
– нормальна сила
; (3.27)
– радіальна сила
; (3.28)
– осьова сила
. (3.29)
Для колеса напрямок сил протилежний, при цьому
,
.
Еквівалентне циліндричне колесо можна отримати як розгортку додаткового конуса, яка обмежена кутом 2.
Діаметри еквівалентних коліс
, . (3.30)
Число зубців
, . (3.31)
Розрахунок прямозубої конічної передачі по напруженнях згину наведено в роботі [6].
– з тангенціальними (рисунок 3.11, а), які напрямлені по дотичній до деякого уявленого кола радіусом е та складають з утворюючими конуса кут n =25..300;
– з круговими (рисунок 3.11, б), що розташовуються по дузі кола а, по якій рухається інструмент при нарізуванні зубців (кут нахилу змінний, за розрахунковий приймають кут на колі середнього діаметра колеса, як кут між дотичною до кола та утворюючою конуса в даній точці n =350).
Переваги коліс з круговими зубцями:
Навантажувальна спроможність коліс з непрямими зубцями вище в 1,4...1,5 рази у порівнянні з прямими.
Сили в зачепленні
Окружна сила
, (3.32)
радіальна сила
, (3.33)
осьова сила
. (3.34)
„+” – збіг напрямку крутного моменту ( при спостеріганні з зовнішнього торця) та гвинтової лінії зубця;
„–” – не збіг.
Розрахунок на міцність
Розрахунок міцності конічних коліс з непрямими зубцями здійснюють за параметрами біеквівалентних циліндричних прямозубих коліс (подвійне приведення, як конічного та косозубого колеса).
Діаметр біеквівалентного прямозубого колеса
. (3.35)
Число зубців біеквівалентного прямозубого колеса
. (3.36)
Розрахунок на контактну та згинальну міцність аналогічний розрахунку конічного прямозубого колеса. Коефіцієнти , більші у 1,4...1,5 рази, ніж у прямозубої. Методику розрахунку наведено в роботі [6].
Виготовлення конічних коліс
У конічних передачах з для підвищення опору заїдання рекомендують виконувати шестерню з додатним зміщенням , а колесо з рівним по абсолютному значенню від’ємним зміщенням.
Вибір х за ГОСТ 19624-74 та 19326-73 чи за формулою
. (3.37)
Черв’ячні передачі застосовують для передачі руху між осями, які перехрещуються (кут перехрещування, як правило, становить 900). Рух у черв’ячних передачах перетворюється за принципом гвинтової пари чи за принципом нахиленої площини.
Переваги:
Недоліки:
У черв’ячній передачі (рисунок 3.12), так само як і в зубчастій, розрізняють діаметри початкових (dw1, dw2) та ділильних (d1, d2) циліндрів. У передачах без зсуву .
Черв’яки розрізняють:
Черв’ячне колесо нарізують черв’ячними фрезами.
Геометричні параметри (рисунок 3.13):
=200 – профільний кут;
– осьовий модуль (по стандарту [3, стор.201]);
– число заходів черв’яка ([3, стор. 201]);
– число зубців колеса (за умови непідрізування зубців ≥ 28);
– коефіцієнт діаметра черв’яка (по стандарту [3, стор.201]);
– кут підйому гвинтової лінії.
Ділильні діаметри:
черв’яка ;
колеса .
Діаметр вершин . (3.38)
Діаметр западин .
– міжосьова відстань.
Для нарізування коліс із зсувом та без зсуву на практиці використовують один і той самий інструмент. Черв’як завжди нарізують без зсуву.
При заданій міжосьовій відстані коефіцієнт зсуву дорівнює
. (3.39)
У черв’ячного колеса із зсувом
, (3.40)
. (3.41)
За умови непідрізування та незагострення зубців значення х на практиці допускають у межах ±0,7 (іноді ±1).
Встановлено 12 ступенів точності:
– 3, 4, 5, 6 – високоточні кінематичні;
– 5, 6, 7, 8, 9 – силові.
Особливе значення приділяють нормам точності при монтажі, тому що черв’ячні передачі більш чуттєві до зміни aw.
У черв’ячній передачі на відміну від зубчастої колові швидкості та не співпадають. Вони напрямлені під кутом 900 та відрізняються за значенням .У відносному русі початкові циліндри ковзають. При одному обороті черв’яка колесо повернеться на кут, яких охоплює число зубців колеса, що дорівнює числу заходів черв’яка.
Передаточне відношення черв’ячної передачі
. (3.42)
Основна перевага черв’ячної передачі – великі передаточні відношення:
і =10...80 – у силових передачах;
і до 300 – у кінематичних передачах.
При русі витки черв’яка ковзають по зубцях колеса, як у гвинтовій парі. Швидкість ковзання напрямлена по дотичній до гвинтової лінії черв’яка:
,
,
, (3.43)
.
Велике ковзання – причина зниженого ККД, підвищеного зносу, заїдання.
ККД зачеплення при ведучому черв’яку
, (3.44)
де – кут тертя;
– коефіцієнт тертя.
ККД підвищується у разі збільшення числа заходів черв’яка.
Зі збільшенням швидкості ковзання знижується f. Крім того, значення коефіцієнта тертя залежить від шорсткості поверхні тертя, а також якості мастила.
Сили в зачепленні черв’ячної передачі показані на рисунку 3.15.
Колова сила черв’яка . (3.45)
Колова сила колеса . (3.46)
Радіальна сила . (3.47)
Нормальна сила . (3.48)
Розрахунок на міцність черв’ячної передачі наведено в роботі [6].
Механічна енергія, загублена у передачі, перетворюється на теплову та нагріває передачу. Якщо відвід теплоти недостатній, передача перегрівається та виходить з ладу.
Кількість теплоти, що виділяється у передачі за секунду (теплова потужність),
, (3.49)
де P1 – потужність на вхідному валу, Вт;
– ККД передачі.
Кількість теплоти, що віддається навколишньому повітрю через стінки корпусу за секунду (потужність тепловіддачі),
, (3.50)
де А – площа поверхні охолодження, м2 ( тільки та частина поверхні корпусу редуктора, яка з середини омивається мастилом чи його бризками, а зовні – вільно циркулюючим повітрям, якщо корпус має ребра охолодження, враховують тільки 50% площі їх поверхні);
t1 – внутрішня температура редуктора чи мастила, 0С (допустиме значення залежить від сорту мастила, його здатності зберігати мастильні властивості при підвищенні температури);
t0 – температура навколишнього середовища, 0С;
К – коефіцієнт теплопередачі, Вт/(м2С) (К8..10 – без вентиляції, К14..17– з інтенсивною вентиляцією).
Умова достатнього природного охолодження
Ф ≤ Ф1 . (3.51)
Способи штучного охолодження:
У перших двох випадках, а також при природному охолодженні змащування здійснюється шляхом часткового занурення одного з коліс або черв’яка у мастильну ванну. Для запобігання великих втрат на розбризкування та змішування мастила, а також щоб мастило не спінювалось, глибина занурення коліс не повинна перевищувати висоти зубця для швидкохідних коліс або витка черв’яка на 1/3 радіуса для тихохідних коліс. Кількість мастила у ванні, що рекомендується 0,35...0,7 л на 1 кВт потужності, що передається.
Для передачі руху між порівняно далеко розташованими одна від одної ланками застосовують механізми, у яких зусилля від ведучої ланки до веденої передається гнучкими ланками. Передачі з гнучкими ланками застосовуються в якості силових у машинах загального і спеціального машинобудування (для потужностей до 50 кВт, передаточних чисел до 10, при колових швидкостях до 30 м/с), а також у приладах і апаратах точної механіки (для креслення кривих пристроїв, які реєструють, шкальних механізмів і т.п.).
Як гнучкі ланки застосовуються: паси, шнури, канати різних профілів, дріт, сталева стрічка, ланцюги різних конструкцій.
Передачі з гнучкими ланками можуть забезпечувати постійне і змінне передатне відношення зі східчастою або плавною зміною його величини.
Для збереження сталості натягу гнучких ланок у механізмах застосовуються натяжні пристрої: натяжні ролики і пружини, противаги і т.п.
Схема пасової передачі зображена на рисунку 3.16.
Передача складається з двох шківів, закріплених на валах, і паса, що охоплює шківи. Навантаження передається силами тертя, що виникають між шківами і пасом унаслідок натягу останнього.
У залежності від форми поперечного переріза паса розрізняють передачі:
Пасові передачі застосовують переважно в тих випадках, коли за умовами конструкції вали розташовані на значних відстанях. Передача передає потужність до 50 кВт. У комбінації з зубчастою передачею пасову передачу встановлюють на швидкохідну ступінь, як менш навантажену.
У сучасному машинобудуванні найбільше поширення мають клинові паси. Застосування плоских пасів старої конструкції скоротилося. Плоскі паси нової конструкції (клепкові з пластмас) одержують поширення у високошвидкісних передачах. Круглі паси застосовуються тільки для малих потужностей: у приладах, побутових машинах і т.п.
Критерії працездатності та їхнього розрахунку:
Кінематичні параметри
Колові швидкості на шківах
. (3.52)
У разі відсутності пристрою автоматичного натягу пас витягується, виникає прослизання. З урахуванням пружного ковзання :
, (3.53)
де – коефіцієнт ковзання, = 0,01..0,2.
Дослідження М.Є. Жуковського показали, що в пасових передачах два види ковзання паса по шківу:
Передатне відношення
. (3.54)
Геометричні параметри пасової передачі
Геометричні параметри пасової передачі показані на рисунку 3.17.
,
,
оскільки < 150, то , де у радіанах, тоді
.
Сили в зачепленні
У пасовій передачі діють (рисунок 3.16):
F1 – сила натягу робочої гілки;
F2 – сила натягу холостої гілки;
Ft – колова сила;
F0 – сила попереднього натягу;
Fv – відцентрова сила;
Fu – сила від згину паса.
Щоб створити зачеплення тертям, пас попередньо натягають (створюють силу F0).
Формула Ейлера для пасових передач
, (3.55)
де f – коефіцієнт тертя між ременем і шківом.
Якщо F0 < F0 min , починається буксування.
Унаслідок руху по колу шківа виникають відцентрові прискорення і як наслідок – відцентрові сили Fv, що відтягають пас від шківів. Впливають при V > 20 м/с
, (3.56)
де q – маса 1 пог. м паса.
Сила від згину паса Fu враховується при розрахунку напружень у пасі, виникає в точці набігання його на шків, де виникають найбільші напруження.
, (3.57)
де – товщина ременя.
Напруження в пасі
Найбільші напруження створюються у ведучій гілці:
, (3.58)
де 1 – напруження від натягу ведучої гілки,
, (3.59)
де t – корисне напруження,
;
0 – напруження від попереднього натягу, 0 = 1,2..1,8 МПа, для клинопасових 0 ≤ 1,5 МПа;
v – напруження від відцентрової сили
; (3.60)
u – напруження згину (у частині паса, яка обгинає шків),
, (3.61)
де – відносне подовження;
Е – модуль пружності;
–товщина паса.
Сумарне максимальне напруження у ведучій гілці в місці набігання паса на шків
. (3.62)
Епюра напружень по довжині паса зображена на рисунку 3.18.
Допустиме напруження
, (3.63)
де а = 2,0..3,0 МПа;
= 9...17 МПа.
Довговічність паса
Тягова спроможність передачі характеризується значенням максимально допустимої колової сили Ft чи корисного напруження t . Допустиме за умови відсутності буксування напруження t збільшується зі збільшенням напруження попереднього натягу 0 , однак на практиці це призводить до зниження довговічності паса.
Вплив напруження від відцентрових сил v для найбільш розповсюджених на практиці середньошвидкісних (V< 20 м/с) та тихохідних (V< 10 м/с) передач незначний.
Збільшення и не сприяє підвищенню тягової спроможністі передачі, більш того, и, періодично змінюється, що є головною причиною руйнування пасів від втоми. Тому на практиці обмежуються мінімально допустимими значеннями відношення .
Довговічність паса залежить також від характеру та частоти циклу зміни напружень.
Частота циклу напружень дорівнює частоті пробігів паса
, (3.64)
де V – колова швидкість;
l – довжина паса.
Чим більше U, тим менша довговічність, тому введені обмеження:
– для плоских пасів ;
– для клинових .
Зниження довговічності при збільшенні частоти пробігів пов’язане не тільки з втомою, але й з термостійкістю паса. У результаті гістерезисних втрат при деформації пас нагрівається тим більше, чим більша частота пробігів. Перегрів паса призводить до зниження міцності.
Практика експлуатації установлює, що при дотриманні рекомендацій по вибору основних параметрів передачі середня довговічність пасів становить 2000...3000 годин.
Ковзання у пасовій передачі
Дослідження М.Є. Жуковського показали, що у пасових передачах два види ковзання:
Якщо до кінців паса на загальмованому шківі підвісити рівні ваги G (рисунок 3.19), то під дією них між шківом та пасом виникне деякий тиск та відповідні йому сили тертя. Якщо до однієї з гілок додати вагу G1 ,більшу за сили тертя, то рівновага порушиться і пас зісковзне зі шківа. Якщо G1 менше за сили тертя – рівновага збережеться. Однак при будь-якій малій вазі G1 гілка, на яку додана ця вага, отримає деяке додаткове подовження. Значення відносного подовження, постійне для вільної гілки, буде поступово зменшуватись по дузі обхвату та стане дорівнювати нулю в деякій точці С. Положення точки С визначається з умови рівності ваги G1 та сумарної сили тертя, яка прикладена до паса по дузі АС. Додаткове пружне подовження паса супроводжується його ковзанням по шківу – пружнім ковзанням. Дуга АС – дуга пружного ковзання. Дуга ВС – дуга спокою.
.
Чим більше G1, тим більше АС і менш ВС. При збільшенні G1 до значення, яке дорівнює запасу сил тертя, дуга ВС дорівнюватимн нулю, а дуга пружного ковзання розповсюдиться на весь кут обхвату – рівновага порушиться (буксування).
На працюючій пасовій передачі роль ваги G виконує сила натягу веденої гілки F2 , а роль додаткової ваги G1 – колова сила Ft. Різниця натягу веденої та ведучої гілок, яке утворюється навантаженням, викликає пружне ковзання. При цьому дуги пружного ковзання розташовуються з боку гілок, що збігають.
При проходженні ведучою гілкою ділянка збільшиться на +, а веденою зменшиться на - (рисунок 3.20). Визначаючи колові швидкості шківів по сумісному переміщенню з пасом на ділянках дуг спокою, отримаємо:
– для ведучого шківа ;
– для веденого шківа , тобто .
Зі збільшенням навантаження збільшується , збільшується різниця швидкостей, тобто передаточне відношення змінюється.
Пружне ковзання є причиною мінливості передаточного відношення та збільшує витрати на тертя.
Ця передача має переважне застосування через збільшення тягової спроможності внаслідок підвищення тертя, зачеплення зі шківом збільшується приблизно в 3 рази. Пас має клинову форму поперечного перерізу та розташовується у відповідних канавках (рисунок 3.21). Для зменшення напружень згину застосовують декілька пасів. Клинові паси виготовляють у вигляді замкнутої нескінченної стрічки. Конструкція паса показана на рисунку 3.22.
Робочі поверхні бокові. Пас не повинен виступати за межу зовнішнього діаметра dн, інакше пас швидко виходить з ладу. Кут = 400 (зі зменшенням збільшується тертя).
Приведений коефіцієнт тертя
.
Конструкція паса повинна бути достатньо гнучкою для зменшення напружень згину, мати значну подовжню та поперечну жорсткість.
Практичний розрахунок пасової передачі наведений в роботі [7].
Ланцюгова передача заснована на зачепленні ланцюга і зірочок.
У порівнянні з пасовою передачею:
Принцип зачеплення не вимагає попереднього натягу ланцюга. Ланцюгові передачі можуть працювати при менших міжосьових відстанях і при великих передатних відносинах.
Ланки розташовуються на зірочці не по колу, а по багатокутнику. Звідси:
У порівнянні з пасовими ланцюгові передачі більш гучні, а в редукторах їх застосовують на тихохідних ступенях.
За типом застосовуваних ланцюгів:
Потужність (до 100кВт)
. (3.65)
Колова швидкість
, (3.66)
де z – число зубців зірочки;
pц – шаг ланцюга.
Ділильний діаметр зірочки
. (3.67)
Передаточне число (до 6):=
.
ККД передачі =0,96...0,98 (втрати у передачі складаються з втрат на тертя у шарнірах ланцюга, на зубцях зірочки та в опорах валів, при змащуванні зануренням у мастильну ванну враховують втрати на перемішування мастила).
Приводні ланцюги
Ролико-втулкова (до 20 м/с), одно -, двох -, три -, чотирихрядні (рисунок 3.23).
Валик 3 запресований в отвір зовнішньої ланки 2, а втулка 4 – в отвір внутрішньої ланки 1. Втулка на валику та ролик 5 на втулці можуть спокійно провертатися. Зачеплення ланцюга з зубцем здійснюється через ролик (втулка розподіляє навантаження по усій довжині валика, чим зменшує знос шарнірів), ролик перекочується по зубцю (тертя ковзання замінюється на тертя кочення, що знижує знос зубців), ролик вирівнює зосереджений тиск зубця на втулку чим зменшує її знос.
Втулкова аналогічна роликовій, але не має ролика, внаслідок знос ланцюга та зірочок збільшується, але знижується маса та вартість ланцюга.
Зубчасті ланцюги (до 35 м/с, можуть бути широкими та передавати більші навантаження) складаються з набору пластин з двома зубоподібними виступами (рисунок 3.24). Пластини зачіплюються з зубцями зірочки своїми торцевими поверхнями (кут вклинювання = 600). Розрізнюються за конструкцією шарнірів:
Зірочки подібні до зубчастих коліс (рисунок 3.27).
Діаметр ділильної окружності зірочки
. (3.68)
Профіль зубців роликових та втулкових ланцюгів:
Якість профілю визначається кутом профілю (зі збільшенням зменшується знос зубців та шарнірів, однак це призводить до посилення ударів шарнірів при вході в зачеплення, а також до збільшення натягу холостої гілки ланцюга).
Ланцюги та зірочки повинні бути стійкими проти зносу та ударних навантажень. Виготовляють з вуглецевих та легованих сталей з подальшою термообробкою (поліпшення, загартування).
Зірочки – сталь 45, 40Х тощо.
Пластини – сталь 45, 50 тощо.
Валики та ролики – сталь 15, 20,20Х тощо.
Деталі шарнірів цементують для підвищення зносостійкості при зберіганні ударної міцності.
Перспектива – виготовлення з пластмас, які дозволяють зменшити динамічні навантаження та шум передачі.
Рух веденої зірочки визначається швидкістю V2 (рисунок 3.28), періодичні зміни якої супроводжуються мінливістю передаточного відношення та додатковими динамічними навантаженнями. Зі швидкістю V1 пов’язані поперечні коливання гілок ланцюга та удари шарнірів ланцюга по зубцях зірочки, які викликають додаткові динамічні навантаження.
, .
Зі зменшенням числа зубців z1 погіршуються динамічні властивості передачі.
Удари викликають шум при роботі передачі та є однією з причин виходу з ладу ланцюга. Для обмеження шкідливого впливу ударів розроблені рекомендації з вибору кроку ланцюга в залежності від швидкохідності передачі [3]. При деякій nк може виникнути явище резонансу коливань ланцюга. Умова відсутності резонансу
, (3.69)
де а – міжосьова відстань;
F1– натяг ведучої гілки;
q – маса 1 м довжини ланцюга.
У ході роботи виникає знос шарнірів ланцюга за рахунок збільшення зазорів між валиком і втулкою, у результаті ланцюг витягується.
Термін служби ланцюга по зносу залежить від міжосьової відстані, числа зубців малої зірочки z1, тиску в шарнірі р, умов змащування, зносостійкості матеріалу ланцюга, допустимого відносного зносу .
Зі збільшенням Lц збільшується термін служби. При меншому числі зубців зірочки динаміка погіршується. Збільшення числа зубців веде до збільшення габаритів, зменшується допустимий відносний зазор, який обмежується можливістю втрати зачеплення ланцюга з зірочкою, а також зменшенням міцності ланцюга.
Шаг зношеного ланцюга (рисунок 3.29)
. (3.70)
Зношений ланцюг розташовується на новому діаметрі зірочки
. (3.71)
Зачеплення можливе тільки за умови
. (3.72)
Можливо помітити, що при зносі рц діаметр d / , і як наслідок – можливість спадання ланцюга з зірочки збільшується зі збільшення z (у першу чергу з великою зірочкою).
Існує оптимальне число зубців зірочки, при якому ланцюг має максимальний термін служби з урахуванням міцності та спроможності до зачеплення [3].
Сили
Колова сила , . (3.73)
Сила попереднього натягу
, (3.74)
де Kf – коефіцієнт, що враховує нахил ланцюга до обрію.
Якщо в пасовій передачі натяг є необхідною умовою роботи передачі, то ланцюгові передачі при малих швидкостях можна не натягати.
Відцентрова сила
. (3.75)
У ланцюговій передачі від , отже, можна приймати .
Основною причиною втрати працездатності є знос шарнірів ланцюга. Основний розрахунковий критерій зносостійкості шарнірів:
, (3.76)
де p – тиск у шарнірі;
d – діаметр валика;
B – ширина ланцюга, що дорівнює довжині втулки.
Допустимий тиск у шарнірах ланцюга
, (3.77)
де Kе – коефіцієнт експлуатації,
, (3.78)
де Kд – коефіцієнт динамічного навантаження;
Kа – коефіцієнт міжосьової відстані або довжини ланцюга;
Кн – коефіцієнт нахилу ланцюга до обрію;
Kрег – коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга;
Kс – коефіцієнт змащення і забруднення передачі;
Kреж – коефіцієнт режиму або тривалості роботи протягом доби.
Термін служби ланцюга за зносом залежить:
Практичний розрахунок ланцюгової передачі наведений у роботі [7].
Обертові деталі механічних передач розміщують на валах та осях, які забезпечують постійне положення осі обертання цих деталей. Вали та осі призначені для підтримування закріплених на них деталей і забезпечення їх постійного положення відносно інших частин машини (рисунок 4.1). Осі не передають крутного моменту і працюють тільки на згин. Вісь може бути рухомою і нерухомою. Вали передають обертовий момент і тому працюють на згин та кручення.
У залежності від форми повздовжньої осі вали поділяють на прямі (рисунок 4.2 , а), колінчаті (рисунок 4.2, б), гнучкі (рисунок 4.2, г).
Колінчасті і гнучкі вали належать до спеціальних деталей.
За конструкцією розрізняють вали й осі: гладкі (рисунок 4.2 , в) та ступінчасті (рисунок 4.2 , а) (фасонні). Ступінчасті вали роблять для фіксації деталей в осьовому напрямку, а також для монтажу деталей при посадці з натягом.
Для зменшення маси, а також для підведення змащення проектують порожні вали.
Вздовж вала чи осі розрізняють такі ділянки: опорні ділянки – цапфи, які спираються на підшипники – несучі ділянки, на яких закріплюють обертові деталі (зубчасті колеса, шківи, зірочки ланцюгових передач тощо), перехідні ділянки, які з’єднують опорні ділянки з несучими. Цапфи поділяються на шипи, які знаходяться на кінцях вала та сприймають радіальні сили, шийки – проміжні цапфи та п’яти – кінцеві ділянки, які сприймають осьові сили.
Вали та вісі найчастіше виконуються з таких матеріалів:
Задачами розрахунку валів та осей є забезпечення усталісної міцності, обмеження деформації згину та кручення, можливих поперечних та крутильних коливань. Розрахунок і конструювання валів – взаємозв’язані процеси, тому розрахунок валів складається з двох етапів: проектного та перевірочного розрахунку.
При проектному розрахунку валів, як правило, відомі навантаження, розміри основних деталей, розташованих на валові. Потрібно вибрати матеріал і визначити розміри вала.
Порядок проведення проектного розрахунку.
1 Попередньо оцінюють середній діаметр вала з розрахунку тільки на кручення при знижених допустимих напруженнях, (згинальний момент невідомий, тому що невідомо розташування опор та місця прикладення навантаження).
Визначають напруження кручення
,
звідси
.
Як правило, приймають МПа для трансмісійних валів;
МПа для редукторних валів.
Діаметр вхідного кінця вала редуктора можна прийняти рівним або близьким до діаметра вихідного кінця електродвигуна.
2 Розробляють конструкцію вала (компонування).
3 Виконують перевірочний розрахунок вала.
Порядок проведення перевірочного розрахунку валів.
1 Вибирають розрахункову схему і визначають розрахункові навантаження.
2 Знаходять небезпечні перерізи, обумовлені найбільшим згинальним моментом, ослаблені концентраторами напружень: галтель, виточка, шпонковий паз, різьблення тощо.
3 Проводять розрахунок на статичну міцність. Наприклад, при використанні енергетичної теорії міцності еквівалентні напруження визначаються за формулою
, (4.1)
де допустимі напруження :
, (4.2)
Т – границя плинності,
напруження згину: (4.3)
напруження кручення: . (4.4)
4 Проводять розрахунок на витривалість за запасом опору втоми
, (4.5)
де – запас опору втоми при згині;
– запас опору втоми при крученні,
де МПа – границя витривалості при згині4
МПа – границя витривалості при крученні;
– амплітуда циклів напружень при згині (внаслідок обертання вала напруження згину у різних точках його поперечного перерізу змінюються по симетричному циклу (рисунок 4.3)), ;
– середнє напруження циклу, =0;
– амплітуда циклів напружень при крученні (напруження кручення змінюються по віднульовому циклу (рисунок 4.4 )), ;
– середнє напруження циклу (постійна складового циклу), ;
, – коефіцієнти, що коректують вплив постійної складового циклу напружень по опору втоми (рекомендації в роботі 3);
– коефіцієнт концентрації напружень при згині, що залежить від концентратора напружень (рекомендації в роботі 3);
– коефіцієнт концентрації напружень при крутінні, що залежить від концентратора напружень (рекомендації в роботі 3);
– масштабний фактор (рекомендації в роботі 3);
– фактор шорсткості поверхні (рекомендації в роботі3 ).
Концентраторами напружень є галтелі, фаски, виточки, проточки, шпонкові пази, шліці, пресові посадки, різьба тощо.
5 Перевіряють жорсткості вала за умовами жорсткості
при згині
, (4.6)
де у – прогин вала;
y – прогин, що допускається (рекомендації в роботі 3),
та при крученні
, (4.7)
де G – модуль пружності другого роду;
І – полярний момент інерції;
– кут закручення вала;
– допустимий кут закручення вала, значення якого залежить від вимог, що пред’являються до механізму.
6 Проводять розрахунок на коливання з умови попередження обертання в критичній зоні
, (4.8)
де g – прискорення вільного падання;
yст – статичний прогин.
Підшипники служать опорами для валів і осей, вони підтримують їх у просторі, забезпечуючи можливість обертання і кочення, та сприймають прикладені до них радіальні й осьові навантаження. Від якості підшипників у значній мірі залежать працездатність і довговічність машин. Щоб уникнути зниження ККД механізму, втрати в підшипниках повинні бути мінімальними.
Підшипники класифікують за видом тертя та сприйманим навантаженням.
За видом тертя розрізняють:
За сприйманим навантаженням розрізняють підшипники:
Підшипники ковзання – це опори обертових деталей, які працюють в умовах ковзання поверхні цапфи по поверхні підшипника.
Форма робочої поверхні підшипника ковзання (рисунок 5.1) так само, як і форма цапфи вала, може бути циліндричною (а), плоскою (б), конічною (в) або кульковою (г). Опору, що передає осьове навантаження, називають підп'ятником.
Підп'ятники працюють, як правило, у парі з радіальними підшипниками. Більшість радіальних підшипників можуть сприймати також і невеликі осьові навантаження. Для фіксування вала в осьовому напрямку його виготовляють східчастим з галтелями, а кромки підшипника закругляють. Підшипники з конічною поверхнею (в) застосовують рідко. Їх використовують при невеликих навантаженнях у тих випадках, коли необхідно систематично усувати зазор від зносу підшипника з метою збереження точності механізму. Так само рідко застосовують і кулькові підшипники. Ці підшипники допускають перекіс осі вала, тобто мають властивість самовстановлення. Їх застосовують переважно як шарніри в підйомних механізмах з періодичним поворотом у межах обмежених кутів.
Основним елементом підшипника (рисунок 5.2) є вкладиш 1 з тонким шаром антифрикційного матеріалу на опорній поверхні. Вкладиш встановлюють у спеціальному корпусі підшипника 2 або безпосередньо в корпусі машини (станині, рамі і т.д.)
Область застосування підшипників ковзання в сучасному машинобудуванні скоротилася у зв'язку з поширенням підшипників кочення. Однак значення підшипників ковзання в сучасній техніці не знизилося. Їх застосовують дуже широко, і в цілому ряді конструкцій вони незамінні. До таких підшипників належать:
1) роз’ємні підшипники, необхідні за умовами зборки, наприклад для колінчастих валів;
2) високошвидкісні підшипники (V > 30 м/с), в умовах роботи яких довговічність підшипників кочення різко скорочується (вібрації, шум, великі інерційні навантаження на тіла кочення);
3) підшипники прецизійних машин, від яких потрібний особливо точний напрямок валів і можливість регулювання зазорів;
4) підшипники, що працюють в особливих умовах (вода, агресивне середовище і т.п.), у яких підшипники кочення непрацездатні через корозію;
5) підшипники дешевих тихохідних механізмів і деякі інші.
Обертанню цапфи в підшипнику протидіє момент сил тертя. Робота тертя нагріває підшипник і цапфу. Від поверхні тертя теплота виділяється через корпус підшипника і вал, а також несеться рідиною, що змазує. З підвищенням температури знижується в'язкість мастила і збільшується імовірність заїдання цапфи в підшипнику. У кінцевому результаті заїдання призводить до виплавлення вкладиша. Перегрів підшипника є основною причиною його руйнування.
Робота підшипника супроводжується зносом вкладиша і цапфи, що порушує правильну роботу механізму і самого підшипника. Інтенсивність зносу, зв'язана також з роботою тертя, визначає довговічність підшипника.
При дії змінних навантажень (наприклад, у поршневих двигунах) поверхня вкладиша може викришуватись внаслідок втоми. Викришування від втоми властиве підшипникам з малим зносом і спостерігається порівняно рідко.
У випадку дії великих короткочасних перевантажень ударного характеру вкладиші підшипників можуть крихко руйнуватися. Крихкому руйнуванню піддаються маломіцні антифрикційні матеріали, такі як бабіти і деякі пластмаси.
Робота тертя є основним показником працездатності підшипника. Тертя визначає знос і нагрів підшипника, а також його ККД. Для зменшення тертя підшипники ковзання змазують. У залежності від режиму роботи підшипника в ньому може бути напіврідинне або рідинне тертя.
При рідинному терті робочі поверхні вала і вкладиша розділені шаром мастила, товщина h якого більше суми висот Rz жорсткостей поверхонь (рисунок 5.3):
h >Rz1+ Rz2.
При цій умові мастило сприймає зовнішнє навантаження, запобігаючи безпосередньому стиканню робочих поверхонь, тобто зносу. Опір руху в цьому випадку визначається тільки внутрішнім тертям у масляній рідині. Значення коефіцієнта рідинного тертя знаходиться в межах 0,001. ..0,005 (що може бути менше коефіцієнта тертя кочення).
При напіврідинному терті умова не дотримується, у підшипнику буде змішане тертя — одночасно рідинне і граничне. Граничним називають тертя, при якому поверхні покриті найтоншою плівкою змащення, що утворилася в результаті дії молекулярних сил і хімічних реакцій активних молекул змащення і матеріалу вкладиша. Спроможність змащення до утворення граничних плівок (адсорбції) називають маслянистістю. Граничні плівки стійкі і витримують великі тиски. Однак у місцях зосередженого тиску вони руйнуються, відбувається стикання чистих поверхонь металів, їхнє схоплювання і відрив часток матеріалу при відносному русі. Напіврідинне тертя супроводжується зносом тертьових поверхонь навіть без влучення зовнішніх абразивних часток. Значення коефіцієнта напіврідинного тертя залежить не тільки від якості мастила, але також і від матеріалу тертьових поверхонь. Для розповсюджених антифрикційних матеріалів коефіцієнт напіврідинного тертя дорівнює 0,008. ..0,1.
Для роботи підшипника найсприятливішим режимом є режим рідинного тертя. Утворення режиму рідинного тертя є основним критерієм розрахунку більшості підшипників ковзання. При цьому одночасно забезпечується працездатність за критеріями зносу і заїдання.
Для утворення режиму рідинного тертя необхідно дотримуватись таких основних умов:
До матеріалу вкладиша пред’являються такі умови:
1) малий коефіцієнт тертя і високий опір заїданню в періоди відсутності режиму рідинного тертя (пуски, гальмування і т.п.);
2) достатня зносостійкість поряд зі спроможністю до приробляння; зносостійкість вкладиша повинна бути нижче зносостійкості цапфи, тому що заміна вала обходиться значно дорожче, ніж заміна вкладиша;
3) досить високі механічні характеристики й особливо високий опір крихкому руйнуванню при дії ударних навантажень.
Вкладиші виготовляють з найрізноманітніших матеріалів: бронзи, чавуну, бабіту, пластмаси, металокераміки тощо. З метою підвищення міцності підшипників, особливо при змінних і ударних навантаженнях, застосовують так називані біметалічні вкладиші, у яких на сталеву основу наплавляють тонкий шар антифрикційного матеріалу — бронзи, срібла, сплаву алюмінію тощо. Біметалічні підшипники мають високу навантажувальну спроможність.
Застосування підшипників кочення дозволяє замінити тертя ковзання на тертя кочення, яке менш суттєво залежить від змащування (умовний коефіцієнт тертя близький до коефіцієнту рідинного тертя f 0,0015...0,006), При цьому спрощується система змащування та обслуговування підшипника.
Конструкція підшипників кочення дозволяє виготовляти їх у масових кількостях як стандартну продукцію, що значно зменшує вартість виробництва.
Підшипники кочення складаються з внутрішнього (рис. 5.4, 1) та зовнішнього (рис. 5.4, 2) кілець з доріжками кочення, тіл кочення (рис. 5.4, 3) (шариків чи роликів), сепараторів (рис. 5.4, 4 ), які розділяють та направляють тіла кочення.
До недоліків підшипників кочення відносяться: відсутність роз’ємних конструкцій, порівняно великі радіальні габарити, обмежена швидкохідність, низка працездатність при вібраційних та ударних вантаженнях та в агресивних середовищах.
По формі тіл кочення підшипники поділяються на шарикові та роликові.
По напрямку навантаження, яке сприймається – радіальні, упорні, радіально-упорні, упорно-радіальні.
Радіальні шарикові підшипники (рис. 5.4, а) – найбільш прості та дешеві. Допускають невеликі перекоси вала (до 1/4°) і можуть сприймати осьові навантаження, але менші радіальних. Ці підшипники широко поширені в машинобудуванні. Радіальні роликові підшипники (рис. 5.4, г) завдяки збільшеній контактній поверхні допускають значно більші навантаження, ніж шарикові. Однак вони не сприймають осьові навантаження і погано працюють при перекосах вала. У роликових циліндричних і конічних підшипниках з комбінованими (бочкоподібними) роликами концентрація навантаження від неминучого перекосу вала істотно знижується. Аналогічне порівняння можна провести і між радіально-упорними шариковими (рис. 5.4, в) і роликовими (рис. 5.4, д) підшипниками.
Самоустановлювальні шарикові (рис. 5.4, б) і роликові (рис. 5.4. е) підшипники застосовують і тих випадках, коли допускають значний перекіс вала (до 2...30). Вони мають сферичну поверхню зовнішнього кільця і ролики бочкоподібної форми. Ці підшипники допускають невеликі осьові навантаження,
Застосування голчастих підшипників (рис. 5.4, ж) дозволяє зменшити габарити (діаметр) при значних навантаженнях. Упорний підшипник(рис. 5.4, з) сприймає тільки осьові навантаження і погано працює при перекосі осі.
По навантажувальній здатності (або по габаритах) підшипники розділяють на сім серій діаметрів і ширини: надлегку, особливо легку, легку, легку широку, середню, середню широку, важку.
По класах точності: 0 (нормальний клас), 6 (підвищений), 5 (високий), 4 (особливо високий), 2 (надвисокий). Від точності виготовлення в значній мірі залежить працездатність підшипника, але одночасно зростаємо його вартість
Усі підшипники кочення виготовляють з високоміцних підшипникових сталей з термічною обробкою, що забезпечує високу твердість.
Великий вплив на працездатність підшипника має якість сепаратора. Установка сепаратора значно зменшує втрати на тертя. Більшість сепараторів виконують штампованими зі сталевої стрічки. При підвищених окружних швидкостях (більш 10...15 м/с) застосовують масивні сепаратори з латуні, бронзи, дюралюмінію або пластмаси.
Розрахунок підшипників кочення базується на двох критеріях:
При проектуванні підшипники підбирають з числа стандартних. Розрізняють підбір підшипників по динамічній вантажопідйомності для запобігання руйнування від втоми (викришування) (при n ≥ 10 мин–1) та по статичній вантажопідйомності для запобігання остаточним деформаціям.
Умова підбора по динамічній вантажопідйомності:
С потріб ≤ С паспорт. (5.1)
Паспортна динамічна вантажопідйомність – це таке постійне навантаження, яке підшипник може витримати протягом 1 млн. оборотів без виявлення ознак втоми не менш, ніж у 90% із визначеної кількості підшипників (приведена в каталозі).
Під навантаженням приймають радіальне для радіальних та радіально-упорних підшипників (нерухоме зовнішнє кільце), осьову – для упорних та упорно-радіальних (при обертанні одного з кілець).
Динамічна вантажопідйомність:
, (5.2)
де L – ресурс підшипника, млн. оборотів.
Р – еквівалентне навантаження,
р =3 (для шарикових), р 3,33 (для роликових),
а1 – коефіцієнт надійності [1],
а2 – узагальнений коефіцієнт сумісного впливу якості металу та умов експлуатації (табл. 16.3, [1]).
Еквівалентне навантаження для радіальних на радіально упорних підшипників – це таке умовне постійне навантаження, яке при прикладенні його до підшипника, в якому обертається внутрішнє кільце, забезпечує ту ж саму довговічність, яку підшипник має при дійсних умовах навантаження та обертання:
, (5.3)
де Fr, Fа – радіальне та осьове навантаження,
X, Y – коефіцієнти радіального та осьового навантаження (табл.16.5, [1]),
V – коефіцієнт обертання, залежить від того, яке кільце обертається (при обертанні внутрішнього V=1, зовнішнього V=1,2),
Кб – коефіцієнт безпеки, який враховує характер навантажень: при спокійному навантаженні Кб = 1, при помірних поштовхах Кб = 1,3...1,5, при сильних ударах Кб = 2,5...3,
КТ – температурний коефіцієнт (при t до 1000С КТ = 1, при t= 125...2500С КТ = 1,05...1,4).
Для упорних і радіально-упорних підшипників відповідно – постійне центральне осьове навантаження при обертанні одного з кілець:
. (5.4)
Значення X та Y залежить від відношення , що пояснюється тим, що в деяких межах (≤ е) додаткове осьове навантаження не погіршує умови роботи підшипника, воно зменшує радіальний зазор у підшипниках та вирівнює розподілення навантаження по тілам кочення.
При змінних навантаження враховують еквівалентну довговічність:
, (5.5)
де Lh – сумарний час роботи підшипника, год,
KHE – коефіцієнт режиму навантаження.
Умова перевірки чи підбору по статичній вантажопідйомності:
, (5.6)
де Р0 – еквівалентне статичне навантаження,
С0 – статична вантажопідйомність.
Статична вантажопідйомність – таке статичне навантаження, якому відповідає загальна остаточна деформація тіл кочення та кілець в найбільш навантаженій точці контакту (0,0001 діаметра тіл кочення).
Еквівалентне статичне навантаження:
, (5.7)
де X0, Y0 –коефіцієнти радіального та осьового навантаження:
X0 = 0,6, Y0 = 0,5 – радіальні шарикопідшипники однорядні і дворядні,
X0 = 0,5, Y0 = 0,47...0,28 (при =12...360 відповідно) – радіально-упорні шарикопідшипники,
X0 = 0,5, Y0 = 0,22сtg – конічні та самоустановлювальні шарикопідшипники та роликопідшипники.
Методику розрахунку радіальних шарикопідшипників наведено в [4].
Радіальні навантаження підшипників Fri і Fr2 (рис. 5.5) визначають по двох рівняннях рівноваги: У = 0 і М = 0, при цьому Fr1 і Fr2 прикладені в точках перетину контактних нормалей з віссю вала. Відстань між цими точками залежить від схеми розташування підшипників і значення кута .
Для визначення двох осьових навантажень Fal і Fa2 маємо тільки одне рівняння Х = 0, або .
Тіла кочення переміщуються по біговим доріжкам, які нахилені під деяким кутом до осі вала. Реакція у підшипнику розкладається на дві складові Fr та Si.
Si – додаткове внутрішнє осьове навантаження, яке намагається розсунути кільця в осьовому напрямку. Якщо не ставити упорні кришки, на верхні кільця утворюється зазор, який приводить до руйнування підшипника. Цьому перешкоджають упорні буртики вала та корпусу з відповідними реакціями Fa1 та Fa2. Щоб запобігти розсуненню кілець, повинна виконуватись умова:
Fa1 ≥ S1, Fa2 ≥ S2, (5.8)
Крім цього приймають, що в одному з підшипників осьова сила дорівнює мінімально можливій по умові не розсунення кілець, тобто Fa =S.
Так як невідомо, в якому з підшипників виконується ця умова, вивішують методом спроб. Спочатку приймають, що Fa1 =S1., тоді і якщо при цьому виконується умова Fa2 ≥ S2, то осьові сили вибрані вірно. Якщо умова не виконується, тобто Fa2 < S2, то приймають Fa2 =S2 і знаходять .
Приймають:
Si= eFri – для радіально-упорних шарикових,
Si= 0,83eFri – для конічних роликових.
Муфти служать для з’єднання кінців валів. Також муфти використовують для включення та виключення виконавчого органу при безперервній роботі двигуна (куровані муфти), запобігання машини від перевантажень (запобіжні муфти), компенсації шкідливого впливу неспіввісності валва (компенсуючі муфти), зменшення динамічних коливань (пружні муфти) тощо.
Широко застосовувані муфти стандартизовані. Основною паспортною характеристикою муфти є значення обертового моменту, на передачу якого вона розрахована.
Класифікація муфт :
Глухі муфти утворять тверде і нерухоме з'єднання валів (глухе з'єднання). Вони не компенсують помилки виготовлення і монтажу, вимагають точного центрування валів. До глухих муфт належать втулкова муфта (рис. 6.1), яка відрізняється простотою конструкції і малими габаритами та застосовується у легких машинах при діаметрах валів до 60...70 мм та фланцева муфта (рис. 6.2), яка широко поширена в машинобудуванні та застосовується для з'єднання валів діаметром до 200 мм і більш.
При з'єднанні глухими муфтами неспіввісні вали в місці установки муфти приводять до однієї загальної осі шляхом деформування валів і опор. Опори і вали додатково навантажуються. Тому при з'єднанні глухими муфтами потрібна висока точність розташування валів. Для зниження цих вимог і зменшення шкідливих навантажень на вали й опори застосовують компенсуючи муфти. Розрізняють три види відхилень від номінального розташування валів (рис. 6.3) подовжній зсув а (може бути викликане також температурним подовженням валів); радіальний зсув м, або ексцентриситет; кутовий зсув , або перекіс. На практиці найчастіше зустрічається комбінація зазначених відхилень, що надалі будемо називати загальним терміном «неспіввісність валів».
Компенсація шкідливого впливу неспіввісності валів досягається: унаслідок рухливості практично жорстких деталей — в жорстких компенсуючих муфтах; за рахунок деформації пружних деталей – в пружних муфтах.
Найбільше поширення з груп жорстких компенсуючих муфт одержали кулачково-дискова (рис 6.4), яку рекомендують застосовувати в основному для компенсації ексцентриситету: r до 0,04d; а до 0°30', і зубчаста (рис. 6.5), яка компенсує усі види неспіввісності валів
Широке поширення мають також малогабаритні шарнірні муфти (шарнір Гуку). На відміну від муфт, що компенсують помилки монтажу, хрестово-шарнірні муфти використовують для з'єднання валів з великою кутовою неспіввісністю (до 35...40°), передбаченою конструкцією машини.
В пружній муфті півмуфти зв'язані пружним елементом (наприклад, склеєні або привулканізовані). Пружний зв'язок півмуфт дозволяє компенсувати неспіввісність валів; змінити жорсткість системи в цілях усунення резонансних коливань; знизити ударні навантаження.
Однією з основних характеристик пружної муфти є її жорсткість. Змінну жорсткість мають муфти з неметалевими пружними елементами, матеріали яких (гума, шкіра тощо) не підкоряються законові Гуку, а також муфти з металевими пружними елементами, умови деформування яких задаються конструкцією. Від характеристики жорсткості пружної муфти в значній мірі залежить здатність машини переносити різкі зміни навантаження (удари) і працювати без резонансу та коливань. Важливою властивістю пружної муфти є її демпферна здатність яка характеризується енергією, що незворотньо поглинається муфтою, за однин цикл. Енергія в муфтах витрачається на внутрішнє і зовнішнє тертя при деформуванні пружних елементів. Демпфіруюча спроможність пружних муфт сприяє зниженню динамічних навантажень та затуханню коливань.
До пружних муфт належать: муфта з циліндричними пружинами (рис. 6.6), яку доцільно застосовувати як пружну ланку в системі з'єднання валів із зубчастими колесами або ланцюговими зірочками, у цьому випадку обід є зубцюватим вінцем, а муфта як би вбудовується в конструкцію зубчастого колеса; зубчасто-пружинна (зі змієподібними пружинами) (рис. 6.7), яка може компенсувати неспіввісність валів а до 4...20 мм, г до 0,5...3 мм, до 1°15' та застосовується у важкому машинобудуванні (прокатні стани, турбіни, поршневі двигуни і т.п.); з гумовою зірочкою(рис. 6.8),, яка компактна і надійна в експлуатації, широко використовуються для з’єднання швидкохідних валів (до 3000..6000 хв–1 при крутному моменті до 3...120 Н·м і діаметрах валів до 12...45 мм відповідно), допускає радіальний зсув осей до 0,2 мм; перекіс осей до 10 30'; втулково-пальцева МУВП (рис. 6.9), яка завдяки легкості виготовлення і заміни гумових елементів ця муфта отримала поширення, особливо в приводах від електродвигунів з малими і середніми крутними моментами і застосовуються в основному для компенсації неспіввісності валів у невеликих межах (а1...5мм; м 0,3...0,6 мм; до 1°); муфта з тороподібною гумово-кордовою оболонкою (рис. 6.10), яка має велику енергоємність, високі пружні і компенсуючі властивості r 2...6 мм, 2...6°, кут закручування до 5...30°.
Основним матеріалом неметалічних пружних елементів є гума, яка має наступні позитивні якості:
1) високу еластичність;
2) високу демпфіруючу здатність;
3) електроізоляційну здатність.
Недоліками гумових елементів є:
1) менша довговічність, ніж у сталевих;
2) менша міцність.
Муфти з гумовими пружними елементами застосовують при передачі малих та середніх крутних моментів.
Керовані або зчіпні муфти дозволяють з'єднувати або роз'єднувати вали за допомогою механізму керування. За принципом роботи всі ці муфти можна розділити на двох груп: муфти, які засновані на зачепленні (кулачкові або зубчасті) та муфти, які засновані на терті (фрикційні).
На торцях півмуфт кулачкової муфти (рис. 6.11) маються виступи (кулачки). У робочому положенні виступи однієї півмуфти входять у западини іншої. Для включення і вимикання муфти одну з півмуфт встановлюють на валові рухливо в осьовому напрямку. Рухливу півмуфту переміщають за допомогою спеціального прибудую — відведення. Вилку відведення розташовують у пазу.
Зубчаста зчіпна муфта (рис. 6.12) подібна зубцюватій компенсуючій муфті, з тією різницею, що тут обойма виготовляється рухливого відведення. Застосовують також зубцюваті муфти без обойми, у яких одна півмуфта має внутрішні, а інша — зовнішні зубці.
Найчастіше кулачкові і зубчасті зчіпні муфти розташовують на одному валові і використовують для переключення швидкостей
Переваги зубчастої муфти в порівнянні з кулачкової— можливість виготовлення на широко розповсюдженому зуборізному устаткуванні одержуючи при цьому більш високу точність.
При включенні фрикційних муфт крутний момент зростає поступово в міру збільшення сили натискання на поверхні тертя. Це дозволяє з'єднувати вали під навантаженням і з великою різницею початкових кутових швидкостей. У процесі включення муфта пробуксовує, а розгін відомого вала відбувається плавно, без удару. Відрегульована на передачу безпечного для міцності машини граничного крутного моменту, фрикційна муфта виконує одночасно функції запобіжного пристрою. Усі фрикційні муфти в залежності від форми робочої поверхні можна розділити на три групи: муфти дискові (рис. 6.13); муфти конічні (рис. 6.14); муфти колодкові, стрічкові тощо. Муфти фрикційні, так само як і кулачкові, не допускають неспіввісності. Центрування півмуфт досягається розташуванням їх на одному валові або за допомогою спеціальних центруючих кілець
Автоматичні, або самокеровані муфти призначаються для автоматичного роз'єднання валів у тих випадках, коли параметри роботи машини стають неприпустимими по тим або інших показниках. До автоматичних муфт належать запобіжні муфти, які служать для захисту машин від перевантаження (на рис. 6.15 зображена запобіжна муфта спеціальним елементом, що руйнується); відцентрові муфти (рис. 6.16), які є самокерованими по кутовій швидкості та використовуються для автоматичного включення і вимикання виконавчого механізму за допомогою регулювання кутової швидкості двигуна; муфти вільного ходу (рис. 6.17),, які передають крутний момент тільки в одному заданому напрямку та застосовуються у верстатах, автомобілях, мотоциклах, велосипедах тощо.
Вибір муфти проводиться по моменту, який діє на муфту:
, (6.1)
де ТН – номінальний момент тривалої дії,
К – коефіцієнт режиму роботи (при спокійній роботі та невеликих масах К=1,1...1,4, при змінному навантаженні та середніх масах К=1,5...2,0, при ударних навантаженнях та великих масах К=2,5...3,0).
P1, n1
б
вхідний(ведучий) вал
вихідний (ведений )вал
Рисунок 3.1
Рисунок 3.3
F
ст
з
SF
Fr
Ft
Fn
l
Рисунок 3.2
EMBED Equation.3
Рисунок 3.4
pt
EMBED Equation.3
pn
900
EMBED Equation.3
EMBED Equation.3
d
t
t
n
EMBED Equation.3
EMBED Equation.3
EMBED Equation.3
n
EMBED Equation.3
200
б
а
Рисунок 3.5
ga= pbta
pbt
3/
3
2/
2
Fa
Ft /
Ft
Ft /
Fn
Fr
Рисунок 3.6
EMBED Equation.3
EMBED Equation.3
Рисунок 3.7
Рисунок 3.8
2
1
n- n
2
1
a
r2
r1
n
n
Рисунок 3.9
dm2
de1
dm1
b
b
Re
Rm
2
1
T2
T1
Fa
Fr
EMBED Equation.3
1
de2
Ft
Fn
EMBED Equation.3
dm1
Ft
Fr
а
Рисунок 3.11
a
n
dm
n
dm
е
dw2
dw1
aw
n1
Рисунок 3.12
2
xm
2
df2
da2
daM2
aw
b2
Рисунок 3.13
V2
V1
Vs
n1
Різьба черв’яка
Зуб колеса
Рисунок 3.14
T1
T2
Fa1
Ft2
Fa2
Ft1
Fr
Fr
Ft 2= Fa1
Fr
EMBED Equation.3
Рисунок 3.15
F0
F1
Fv
F0
F1
/2
/2
d2
d1
a
– кут обхвату ременем меншого шківа;
– кут нахилу гілок пасової передачі;
a – міжосьова відстань;
d1, d2 – діаметри шківів;
l – довжина паса.
Рисунок 3.18
А
В
С
G
G1
G
EMBED Equation.3
Дуга пружного ковзання
Дуга спокою
Сили тертя, що зрівноважують вагу G1
Рисунок 3.19
a
d1
d2
Дуга спокою
Дуга спокою
Дуга пружного ковзання
Дуга пружного ковзання
Т
V2
V1
EMBED Equation.3
EMBED Equation.3
-
+
Рисунок 3.20
bp
dp
dн
ц.т.
.
Рисунок 3.21
b0
bp
h
шнуровий чи тканевий корд
гума
тканева обгортка
Рисунок 3.22
Рисунок 3.23
Рисунок 3.24
Рисунок 3.25
Рисунок 3.26
Рисунок 3.27
рц
d
EMBED Equation.3
А
В
С
V2
V
V1
V1
V
Рисунок 3.28
рц
d
Ведуча
F
р/ц
d /
F
Dн
Рисунок 3.29
F1
F0
Fv
F1
F0
Fv
1
2
T1
робоча гілка
холоста гілка
Рисунок 3.30
Р
TD
EI
ES
+
0
0
D
Dmin
Dmax
М
Номінальний розмір
Додатні відхилення
Від’ємні відхилення
Нульова лінія
Додатні відхилення
CD
C
B
A
Від’ємні відхилення
Номінальний розмір
Нульова лінія
Отвори
zs
zb
za
z
y
x
v
u
t
s
r
p
n
m
k
js
j
h
g
fg
f
ef
e
d
cd
c
b
a
ZC
ZB
ZA
Z
Y
X
V
U
T
S
R
P
N
M
K
JS
J
H
G
FG
F
EF
E
D
Вали
Рисунок 1.2
Позначення полів допусків отворів
I-N
G9/h7
A-H
P-ZS
1
1
2
2
2
3
Система вала
h Вал основний
+
0
нульова лінія
Позначення полів допусків валів
i-n
H7/g6
a-h
H7/r6
p-zs
1
1
2
2
2
3
Система отвору
H Отвір основний
+
0
нульова лінія
0,2
R 0,1
T 0,2
T 0,2
Сфера 0,2
0,1
L2
L1
М
А
Т 0,1
А
0,01
Б
Б
Т 0,04
А
Б
А
0,04
мБ
А
0,004
0,01
А
0,05
0,1
А
А
0,1
0,08/300200
0,02/100
наприклад,
0,08
2,0
полірувати
полиця
знаку
знак
4
3
1
Рисунок 1.3
Rz40
Rz 20
5,0
Гайка
Гвинт
б
а
Рисунок 2.1
p
h
d
d2
d1
b
c
а
l
h
b
Рисунок 2.2
Маточина
Вал
Шпонка
д
г
в
б
а
Рисунок 2.3
а
Рисунок 4.1
підшипник
зубчасте колесо
вал
б
Рисунок 3.10
Рисунок 2.5
d
b
Маточина
Вал
Штифт
Рисунок 2.6
d1
d
Рисунок 2.7
г
в
б
а
P
P
S
P
S
P
P
P
K
4S
S
Рисунок 2.8
б
а
Замикаюча
головка
Закладна
головка
Цапфа
Заклепка
d
d
Рисунок 2.9
б
а
P
s
s
d
P
P
P
s
s
d
Рисунок 1.1
для поверхонь, по яких не регламентується вид обробки, знак
Rz40
–колоподібне; R – радіальне).
– перехресне;
– перпендикулярне;
– паралельне;
(M - довільне;
6,3
А
H7
А
А
А
45o
5 фасок
Рисунок 2.4
Вал
Маточина
h
b
D
г
в
u
EMBED Excel.Chart.8 \s
a
a
t, c
Рисунок 4.3
EMBED Excel.Chart.8 \s
a
m
t, c
Рисунок 4.4
Рисунок 4.2
Шип
а)
Шийка
Fr
Fr
Рисунок 5.1
2
Рисунок 5.2
Рисунок 5.3
Рис. 5.4
в)
б)
а)
Рис. 5.5
1
2
4
3
г)
е))
ж)
з)
д)
Штифт
Установочний гвинт
Рис. 6.1
Рис. 6.2
Рис. 6.3
Рис. 6.4
Рис. 6.5
Рис. 6.8
Рис. 6.9
Рис. 6.6
Рис. 6.7
Рис. 6.10
Рис. 6.11
Рис. 6.12
Рис. 614
Рис.6.13
Рис.6.17
Рис.6.15
Рис.6.16
d2
d1
Рисунок 3.16
холоста гілка
робоча гілка
T1
2
1
Fv
1/
1
2
Рисунок 3.17