Краткие методические указания к изучению материала

Предисловие

 

Курс «Детали машин» является частью учебной дисциплины «Тех­ническая механика» в программах для большинства технических специ­альностей учреждений среднего профессионального образования. Для некоторых специальностей машиностроительного профиля курс «Дета­ли машин» изучается отдельно, в завершение выполняется курсовой проект.

По программе дисциплины «Детали машин» студенты изучают ти­повые расчеты деталей и сборочных единиц общего назначения, вы­полняют расчетно-графические и лабораторные работы. Полученные знания используются при выполнении курсовых работ и дипломных проектов по специальным дисциплинам.

Пособие состоит из трех разделов:

раздел I «Детали машин. Краткий курс»;

раздел II «Тестовые задания»;

раздел III «Приложение».

В пособии «Детали машин. Краткий курс» рассмотрены основные вопросы дисциплины в объеме, соответствующем требованиям к зна­ниям и умениям, предъявляемым студентам примерными программами дисциплины для машиностроительных и технологических специально­стей среднего профессионального образования, утвержденными Управ­лением среднего профессионального образования Министерства обра­зования России 04.06.2002 г.

Требования к знаниям и умениям студентов представлены в каждой теме дисциплины.

По каждой теме приводятся следующие сведения:

· достоинства и недостатки передач и соединений;

· области применения;

· геометрические характеристики;

· критерии работоспособности и причины выхода из строя;

· основные расчетные формулы и физический смысл входящих ко­эффициентов.

Объем материала, представленного в пособии «Детали машин. Крат­кий курс», достаточен для выполнения тестовых заданий. Пособие со­держит большое число рисунков и схем, облегчающих усвоение курса.

Тема «Общие сведения о редукторах» помещена после тем «Валы и оси» и «Подшипники», что позволяет лучше оценить конструкцию ре­дуктора. Предлагаемые в тестовых заданиях вопросы направлены на подго­товку студентов к выполнению самостоятельных расчетных работ.

Особое внимание уделяется проверке знаний назначения, основных характеристик, причин выхода из строя и критериев работоспособности деталей и сборочных единиц машин. Для стандартных (нормализован­ных) деталей и узлов проверяются знание критериев их работоспособ­ности, умение подбора их по стандартам и проверки на прочность.

Форма вопросов дает возможность использовать карты тестовых за­даний для контроля знаний на занятиях в аудитории, перед выполне­нием лабораторных и практических работ и для текущей аттестации студентов по темам курса. Тесты не содержат сложных расчетов и не требуют значительного времени на выполнение заданий.

По основным темам курса предлагается по пять вариантов тестов, каждый вариант содержит по пять вопросов (как теоретических, так и расчетных), каждому вопросу соответствуют четыре ответа, один из ко­торых верный.

Уровень сложности предлагаемых тестовых заданий позволяет ис­пользовать их при текущем контроле знаний студентов высших учеб­ных заведений для специальностей немашиностроительного профиля. Пособие будет полезно для самостоятельной работы студентов и для студентов-заочников при подготовке к экзаменам.

В разделе «Приложение» помещены справочные данные, необходи­мые для расчетов по темам и ответов на вопросы тестовых заданий.

Решение некоторых задач требует знаний по расчетам на прочность и жесткость, что устанавливает преемственную связь с курсом «Сопро­тивление материалов».

Автор выражает глубокую благодарность И. Н. Сафоновой и Е. М. Соломатиной за помощь при подготовке рукописи к изданию.

Краткие методические указания к изучению материала

Учебная дисциплина «Детали машин» обеспечивает базовые знания основ расчета и конструирования деталей и сборочных единиц (узлов) общего назначения.

При изучении дисциплины «Детали машин» в учебных заведениях используют различные обозначения для одних и тех же величин и при­водят несколько отличные значения расчетных коэффициентов, что вы­зывает затруднения при составлении единых тестов. В настоящем посо­бии используются обозначения и данные для расчетов, помещенные в энциклопедии «Машиностроение» (т. 4—1: Детали машин. Конструкци­онная прочность, трение, износ, смазка. под общ. ред. Д. Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1995). Условные обозначения представлены в по­следовательности изложения материала.

Зубчатые передачи

и — передаточное число;

ω — угловая скорость, рад/с;

п — частота вращения, мин"¹;

Р — мощность, Вт, кВт;

η — коэффициент полезного действия (КПД);

Т — вращающий момент, Н • м, кН • м;

Д — диапазон регулирования вариатора;

F_t — окружная сила, Н, кН;

F_r — радиальная сила, Н, кН;

F_a — осевая сила, Н, кН;

F_n — нормальная сила, Н, кН;

f — коэффициент трения скольжения;

d, D — диаметр колес (шкивов), мм;

b — ширина колес, мм;

a_w — межосевое расстояние, мм;

m — модуль зубьев, мм;

т _п — нормальный модуль зубьев, мм;

т, — торцовый модуль зубьев, мм;

α — угол зацепления,

р_t — шаг зубьев (окружной), мм;

β — угол наклона зубьев,

d_e — внешний делительный диаметр конического колеса, мм;

d — средний делительный диаметр конического колеса, мм;

R_e — внешнее конусное расстояние конического колеса, мм;

R — среднее конусное расстояние конического колеса, мм;

т_е — внешний окружной модуль зубьев, мм;

т — средний модуль зубьев, мм;

К_Н — коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряже­ниям;

K_F — коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

σ_B]imb — предел контактной выносливости, МПа;

σ_F]imb — предел выносливости материала при изгибе, МПа;

ψ_ba — коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию;

ψ_hu — коэффициент ширины колеса по диаметру;

Y_f — коэффициент формы зуба при расчете на изгиб;

А — площадь поперечного сечения, мм²;

W — осевой момент сопротивления сечения, мм³;

W_p — полярный момент сопротивления сечения, мм³;

[ σ _H] — допускаемое контактное напряжение, МПа;

[ σ _F] — допускаемое напряжение изгиба, МПа;

σ_F — нормальное напряжение изгиба, МПа;

σ _Н — контактное напряжение, МПа;

Е — модуль упругости, МПа;

Е_пр — приведенный модуль упругости, МПа;

ρ — радиус кривизны поверхности, мм;

ρ _пр — приведенный радиус кривизны, мм;

μ — коэффициент поперечной деформации;

q — нормальная нагрузка по длине контактной линии, Н/мм;

δ ₁, δ ₂ — углы делительных конусов,

Червячная передача

Z_i — число заходов червяка;

q — число модулей в делительной окружности колеса (коэффициент диаметра);

γ — угол подъема винтовой линии червяка, Ременные передачи

Ремённая передача

 

σ ₁, σ ₂ — напряжения в сечениях ремня при передаче нагрузки, МПа;

α ₁, σ ₂ — угол обхвата ремнем шкивов,

[к] — допускаемое полезное напряжение, МПа;

к₀ — приведенное полезное напряжение, МПа;

к — полезное напряжение, МПа;

φ — коэффициент тяги;

С₀; С_а; C_v; С_р — расчетные коэффициенты;

ε — коэффициент скольжения в передаче.

Цепная передача

t — шаг цепи, мм;

р_а — среднее давление в шарнире, Н/мм², МПа;

[р_ц] — допускаемое среднее давление в шарнире, МПа;

К_э — коэффициент эксплуатации.

Ведущие детали передач обозначают нечетными номерами, ведо­мые — четными. Другие необходимые обозначения величин приводятся в тексте.,

При изучении материала раздела I следует обращать внимание на приведенные требования к минимуму содержания и уровню подготовки студентов технических специальностей. Знания основных вопросов курса проверяются в тестовых заданиях.

Рекомендуется использовать справочные данные, помещенные в Приложении. Раздел I.

ЧАСТЬ 1. ПЕРЕДАЧИ

 

Классификация передач

· по принципу передачи движения: передачи трением и передачи зацеплением; внутри каждой группы существуют передачи непо­средственным контактом и передачи гибкой связью;

· по взаимному расположению валов: передачи с параллельными ва­лами (цилиндрические), передачи с пересекающимися осями ва­лов (конические), передачи со скрещивающими валами (червяч­ные, цилиндрические с винтовым зубом, гипоидные);

· по характеру передаточного числа: с постоянным передаточным числом и с бесступенчатым изменением передаточного числа (ва­риаторы).

 

Фрикционные передачи (передачи трением) — передачи, в которых передача движения осуществляется силами трения. Для создания тре­ния в контакте катков применяют пружины и специальные нажимные и натяжные устройства. На рис. 1.1 а, б изображены фрикционные пе­редачи непосредственным контактом, на рис. 1.1, в вариатор — фрик­ционная передача с бесступенчатым регулированием скорости за счет смещения ролика 1, на рис. 1.1, з передача гибкой связью — ременная.

 

Передачи зацеплением «работают» за счет зацепления зубьев и шар­ниров цепи с зубьями звездочки. Трение в данном случае вредно, и большинство передач работает со смазкой. Основное достоинство пере­дач зацеплением — высокий КПД, компактность и надежность.

На рис. 1.1, г, д изображены цилиндрическая и коническая зубча­тые передачи, на рис. 1.1, е — червячная (зубчато-винтовая передача), на рис. 1.1, ж — цепная передача.

 

Материалы

 

Основные требования к материалам:

• износостойкость и контактная прочность;
• высокий коэффициент трения;
• высокий модуль упругости, чтобы не возникала значительная де­формация площадки контакта и не увеличивались потери на тре­ние.

 

Сочетание закаленная сталь — закаленная сталь обеспечивает не­большие габаритные размеры передачи и высокий КПД; используют шарикоподшипниковые стали с закалкой до 60 HRC.

Сочетание чугун — чугун или чугун — сталь позволяет работать со смазкой и без нее (всухую).

Сочетание сталь — текстолит позволяет работать без смазки, ко­эффициент трения специальных пластмасс достигает 0,5.

Применяют тела качения, покрытые кожей или резиной. Эти мате­риалы обеспечивают высокий коэффициент трения, но он зависит от влажности воздуха. Такие колеса обладают малой контактной прочно­стью. Иногда используют покрытие из дерева.

Оценка фрикционных передач

Надежны передачи, у которых ведущий шкив выполнен из менее твердого материала.

 

Достоинства фрикционных передач:

• простота конструкции;
• бесшумность и плавность работы;
• возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа.

 

Недостатки фрикционных передач:

• значительное давление на валы и опоры, ограничивающее вели­чину передаваемой мощности;
• скольжение в передаче, вызывающее непостоянство передаточно­го числа даже при тщательном изготовлении и монтаже передачи.

 

Виды разрушений и критерии работоспособности передачи:

• усталостное выкрашивание рабочих поверхностей;
• заедание в тяжелонагруженных быстроходных передачах, рабо­тающих со смазкой;
• при разрыве масляной пленки образуются приваренные частицы, задирающие поверхность в направлении скольжения;
• изнашивание поверхности, часто неравномерное.

 

Повышенное изнашивание наблюдается в открытых передачах.

Для фрикционных передач с металлическими катками основным критерием работоспособности является контактная прочность.

Проч­ность и долговечность фрикционных передач оцениваются по контакт­ным напряжениям — напряжениям смятия поверхности на площадке контакта.

Вариаторы

 

Вариаторы служат для плавного (бесступенчатого) изменения ско­рости вращения ведомого вала на ходу при постоянной скорости ведуще­го вала.

В зависимости от формы тел качения вариаторы делятся на

• ло­бовые,
• конусные,
• торовые,
• дисковые,
• клиноременные.

Основная харак­теристика вариатора — диапазон регулирования

Лобовые вариаторы (рис. 2.3, а) просты, их выполняют реверсивны­ми. При изменении положения ролика 1 меняется радиус ведомого зве­на. Диапазон регулирования лобового вариатора

Конусные вариаторы без промежуточного звена (рис. 2.3, б) по диа­пазону регулирования аналогичны лобовым и могут обеспечить изме­нение направления вращения.

Конусные вариаторы с параллельными валами и промежуточным элементом (рис. 2.3, е) могут работать только на ускорение или замед­ление.

Торовые вариаторы (рис. 2.3, в) состоят из торовых чашек и роли­ков. Изменение скорости на выходе достигается поворотом осей вра­щения роликов. Из всех типов вариаторов торовые вариаторы наиболее совершенны, их недостаток — сложность конструкции. Диапазон регу­лирования торового вариатора

Многодисковые вариаторы (рис. 2.3, г) состоят из пакетов кониче­ских раздвинутых дисков, прижимаемых пружинами. Регулирование скорости производится смещением оси ведущего вала относительно ве­домого; изменяется величина радиуса контакта.

КПД вариатора 0,75...0,85.

Диапазон регулирования дискового вариатора

Вариаторы с раздвижными шкивами и широкими клиновыми ремнями (рис. 2.3, д) просты и надежны. Их выпускают в виде самостоятельных агрегатов или встраивают в машину. Скорость регулируется изменени­ем расчетных диаметров шкивов с помощью осевого перемещения дис­ков. Диапазон регулирования таких вариаторов

Вариаторы стандартизированы, КПД = 0,8...0,9.

Практически для одноступенчатых вариаторов диапазон регулиро­вания Д = 3...8.

 

Методы зубонарезания

 

Метод обкатки — точный, высокопроизводительный и наиболее распространенный метод. Процесс нарезания зубьев повторяет процесс зацепления двух колес или колеса с рейкой. Одно из колес или рейка снабжены режущими кромками и являются режущим инструментом, называемым производящим колесом.

Заготовка вращается, инструмент перемещается вдоль заготовки. Нарезание может производиться инструментальной рейкой, долбяком или червячной модульной фрезой.

При нарезании зубьев червячной фрезой (рис. 3.3, а) заготовка и фреза вращаются вокруг своих осей, обеспечивая непрерывность про­цесса. Одним и тем же инструментом можно нарезать колеса данного модуля с разным числом зубьев (рис. 3.3, а, б).

 

Метод копирования характерен тем, что режущий инструмент соот­ветствует профилю впадины зуба колеса. После нарезания одной впа­дины заготовку поворачивают на величину одного шага и операцию по­вторяют. С изменением числа зубьев меняется форма впадины, поэто­му для каждого модуля и числа зубьев нужно иметь свою фрезу. Нарезание зубьев методом копирования — недостаточно точный и ма­лопроизводительный метод, применяемый в мелкосерийном производ­стве. Копирование производится дисковой (рис. 3.3, в) или концевой (рис. 3.3, г) фрезами.

Материалы

Основные требования к материалам:

• прочность поверхностного слоя и высокое сопротивление истира­нию;

• достаточная прочность при изгибе;

• обрабатываемость, возможность получения достаточной точности и чистоты поверхности.

Основным материалом зубчатых колес является сталь, используют также чугун и пластмассу. Для уменьшения опасности повреждения по­верхности зубьев применяют термообработку. Твердость поверхности должна быть такой, чтобы получить колеса необходимой точности. Наибольшее распространение получили углеродистые стали 35; 40; 50; 50Г. Применяют легированные стали 40Х; 45ХН. Углеродистые ста­ли подвергают нормализации и улучшению, твердость поверхности 300...320 НВ.

Легированные стали закаливают, иногда применяют поверхностную закалку, цементацию, азотирование (НВ > 350).

Применение высокотвердых материалов уменьшает габаритные размеры передачи и увеличивает ее долговечность. Однако колеса из таких материалов требуют повышенной точности изготовления и монтажа, а обработку резанием производят до термообработки. Реко­мендации по выбору материалов и термообработке приводятся в табл. П7 Приложения.

Крупные зубчатые колеса из пластмассы применяют для обеспече­ния бесшумной работы. Шестерня из пластмассы работает с колесом из стали; нагрузочная способность таких передач невысока.

Расчет открытых передач

Открытые передачи работают без корпуса и смазки, как правило, при малых скоростях, подвержены интенсивному абразивному износу. Колеса выполняют прямозубыми узкими, из материала с твердостью 250...280 НВ. Проектировочный расчет открытых передач проводится по контактным напряжениям с проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач.

 

Проверка на изгиб

Наклонное положение зубьев увеличивает их прочность на изгиб и плавность работы. Для расчета косозубых колес используют формулу для прямозубых и вводят поправочный коэффициент Y_fβ — коэффици­ент, учитывающий наклон зуба, Y_β = 0,7...0,9.

Проверку на изгиб косозубых колес выполняют по формуле

Коэффициент формы зуба Y_F определяют по таблицам прямозубых колес по числу зубьев эквивалентного колеса

Допускаемое напряжение [a_f] определяется так же, как для прямо­зубых колес.

Для обеспечения равной прочности по контактным напряжениям и на изгиб можно определить нормальный модуль передачи по формуле

где a_w — полученное при расчете по контактным напряжениям межосе­вое расстояние; b₂ = ψ_baa_w.

Материалы

 

Винты изготовляют из стали 45 или 50, а гайки из оловянных бронз БрО10Ф0,5 и Бр06Ц6СЗ.

Тяжелонагруженные передачи качения изготовляют из хромистых сталей, закаленных до твердости 61 HRC (ХВГ, 8ХВ и др.).

Глава 8. Червячная передача

Знать принцип работы, особенности рабочего процесса; причины вы­хода из строя и критерии работоспособности червячных передач; геомет­рические и силовые соотношения в червячных передачах; формулы для рас­чета на прочность.

Червячная передача — передача зацеплением со скрещивающимися осями валов. Передача движения происходит от червяка (однозаходного или многозаходного винта) к зубчатому колесу специальной формы и осуществляется по принципу винтовой пары (рис. 8.1).

 

В передаче возникает значительное взаимное скольжение витков червяка по зубьям колеса, что вызывает повышенный износ и значи­тельное выделение теплоты. Для уменьшения трения венцы червячных колес изготовляют из антифрикционных материалов (бронзы, реже чу­гуна).

Проводится тепловой расчет и определяются способы охлаждения. Зацепление требует периодических регулировок.

Оценка червячных передач

 

К достоинствам червячных передач необходимо отнести

• большое передаточное число,
• компактность,
• небольшую массу,
• плавность и бес­шумность работы,
• возможность получения самоторможения.

Самоторможение — возможность передачи движения только от чер­вяка к колесу; можно использовать механизм без тормозных устройств, препятствующих обратному движению колеса.

КПД червячной передачи

КПД червячной передачи учитывает потери в зубчато-винтовой паре, в подшипниках и потери на размешивание и разбрызгивание масла. КПД червячной передачи можно определить по формуле

где φ ' — приведенный угол трения; γ — угол подъема линии витка. КПД червячной передачи в зависимости от числа заходов червяка:

Рекомендации по расчету на прочность червячной передачи

• После расчета межосевого расстояния модуль передачи определя­ют по формуле

• Минимальное значение q из условия жесткости червяка q _min = 0,212z₂. Полученное значение уточняют по стандарту (табл. ПЗ Приложения), при этом можно изменить z₂, увеличив или уменьшив на 1—2 зуба.

• Ширина венца червячного колеса зависит от числа витков червяка:

• Допускаемые напряжения для материалов венца колеса зависят от способа отливки и марки бронзы или чугуна, от твердости рабочей поверхности червяка, долговечности передачи.

 

 

Тепловой расчет червячной передачи

Вследствие невысокого КПД в червячных передачах выделяется большое количество теплоты. Масло, детали передачи и стенки корпуса нагреваются.

Если отвод теплоты недостаточен, передача перегревается, резко уменьшается вязкость масла, возникает опасность выдавливания сма­зочного материала и заедания.

Тепловой расчет передачи проводят из условия теплового баланса: тепловыделение должно равняться теплоотдаче.

Глава 9. Ременные передачи

Иметь представление об упругом скольжении ремня, усилиях и напря­жениях в ремне при передаче вращающего момента.

Знать типы ремней и шкивов; геометрические характеристики ре­менных передач, формулы для расчета передаточного отношения, межосе­вого расстояния передачи, длины ремня; знать основы расчета плоскоре­менных и клиноременных передач по тяговой способности; формулы для определения усилий натяжения ветвей ремня; формулы для определения напряжений в поперечных сечениях ремня.

Уметь пользоваться таблицами стандартов для выбора ремней пе­редачи.

Уметь пользоваться кривой скольжения и КПД ремня для определения приведенного полезного напряжения в ремне; знать обозначения и физиче­ский смысл коэффициенов в формуле для определения допускаемого полез­ного напряжения.

Ременная передача — фрикционная передача (нагрузка передается силами трения) с помощью гибкой связи (упругого ремня).

Ременная передача применяется для соединения валов, располо­женных на значительном расстоянии друг от друга (рис. 9.1).

Силы натяжения в ремне

 

Сила натяжения ведущей ветви ремня (рис. 9.4) при передаче на­грузки

Сила натяжения ведомой ветви

где F_t — передаваемая окружная сила.

 

Предварительное натяжение, создающее необходимые силы трения между шкивом и ремнем:

где σ ₀ — напряжение от предварительного натяжения; для плоских ре­зинотканевых ремней σ₀ = 1,8 МПа, для стандартных клиновых σ₀ = 1,2...1,5 МПа.

При движении в ремне дополнительно возникает сила натяжения от центробежных сил F_v = pAv (существенно влияет при скорости 20 м/с), где р — плотность материала ремня; А — площадь поперечного сечения ремня.

Таким образом, натяжения в ветвях ремня разные:

Напряжения в ремне

 

При работе на холостом ходу (без передачи нагрузки) обе ветви ремня натянуты одинаково. При передаче полезной нагрузки натяже­ния ветвей ремня меняются. Напряжение от предварительного натяжения σ₀ = F₀/А.

Полезное напряжение в ремне к = F_t/A определяется по передаваемой окружной силе. Значением к оценивают тяговую способ­ность передачи.

Напряжения в ведущей и ведомой ветвях при передаче нагрузки

При огибании ремнем шкивов в ремне возникают напряжения из­гиба, зависящие от диаметров шкивов передачи.

На практике значение напряжения изгиба на малом шкиве ограни­чивается заданием минимального диаметра шкива

При круговом движении ремня на каждый его элемент действуют элементарные центробежные силы, дополнительно растягивающие ре­мень; возникают напряжения σ₀.

Таким образом, при движении ремня напряжение в элементах рем­ня меняется (рис. 9.5).

Наибольшее значение напряжение имеет в момент набегания ремня на малый шкив, наименьшее — в момент набегания на больший шкив; это явление вызывает упругое скольжение ремня на шкивах.

При движении на ведущем шкиве ремень укорачивается, а на ведо­мом удлиняется, ремень скользит на шкиве.

Необходимо отличать упругое скольжение и буксование. Упругое скольжение имеет место при любой нагрузке, буксование — только при перегрузке.

Кривые скольжения ремня

Кривая скольжения (рис. 9.6) устанавливает связь между полезной нагрузкой и относительным скольжением ε в передаче, φ — коэффици­ент тяги (относительная нагрузка). При повышении коэффициента тяги от нуля до критического значения φ ₀ в передаче происходит только упругое скольжение, одновременно с увеличением φ возрастает и КПД η. При дальнейшем увеличении коэффициента тяги работа становится неустойчивой (частичное буксование). Значения φ установлены для каждого типа ремня. Рабочую нагрузку рекомендуется выбирать вблизи критического значения.

 

Оценка ременных передач

 

Достоинства ременных передач:

• ременная передача смягчает толчки и удары — может демпфиро­вать колебания;

• ременная передача может служить предохранительным звеном при перегрузках;

• ременная передача может использоваться для бесступенчатой ре­гулировки скорости (см. рис. 2.3, д);

• возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15 м и более).

 

Недостатки ременных передач:

• большие габаритные размеры;

• невозможно обеспечить постоянство передаточного отношения;

• долговечность ремня недостаточна;

• значительные нагрузки на опоры, особенно у плоскоременных передач.

В высоконагруженных передачах применяют передачи с зубчатым ремнем — плоским ремнем с зубьями на внутренней поверхности. Пе­редача работает по принципу зацепления ремня со шкивом. Предвари­тельное натяжение не требуется, скольжение отсутствует.

Глава 10. Цепная передача

 

Знать основные параметры, кинематику и геометрию цепных пере­дач; типы цепей и звездочек, их сравнительную оценку; обозначения цепей по стандарту.

Уметь подобрать тип цепной передачи по соответствующим таб­лицам.

Уметь подобрать цепь и рассчитать цепную передачу на долговеч­ность исходя из износостойкости шарниров цепи.

Знать обозначения, физический смысл коэффициентов, уметь выби­рать их исходя из заданных условий эксплуатации.

Цепная передача — передача зацеплением гибкой связью. Гибкую связь образует шарнирная цепь, охватывающая зубчатые звездочки (рис. 10.1).

 

Традиционно цепные передачи применяют в сельскохозяйственных и строительно-дорожных машинах, в химическом машиностроении, станкостроении и подъемно-транспортных устройствах.

Оценка цепных передач

 

Достоинства цепных передач:

• передача движения зацеплением, а не трением позволяет переда­вать большие мощности, чем с помощью ремня;

• практически не требуется натяжение цепи, следовательно, умень­шается нагрузка на валы и опоры;

• отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство среднего передаточного отношения;

• цепи могут устойчиво работать при меньших межосевых расстоя­ниях и обеспечивать большее передаточное отношение, чем ре­менная передача;

• цепные передачи хорошо работают в условиях частых пусков и торможений;

• цепные передачи имеют высокий КПД.

 

Недостатки цепных передач:

• износ цепи при недостаточной смазке и плохой защите от грязи;

• сложный уход за передачей;

• повышенная вибрация и шум;

• по сравнению с зубчатыми передачами повышенная неравномер­ность движения;

• удлинение цепи в результате износа шарниров и сход цепи со звездочек.

Силы в цепной передаче

 

В цепной передаче ведущая и ведомая ветви натянуты по-разному. Натяжение ведущей ветви работающей передачи

где F_t — окружная сила, передаваемая цепью; F₀ — предварительное на­тяжение от провисания ведомой ветви цепи; F_v — натяжение от центро­бежных сил.

Предварительное натяжение незначительное и составляет несколько процентов от F_t; в тихоходных передачах можно пренебречь и натяже­нием от центробежных сил.

Допускаемое среднее давление в шарнире, гарантирующее нормаль­ную работу в течение принятого срока службы, определяется по табл. 10.1.

Таблица 10.1. Допускаемое среднее давление

Обозначение роликовых цепей: первая цифра — число рядов; вторая цифра — шаг, мм; третья — разрушающая нагрузка, пропорциональная 10 Н; четвертая — исполнение по ширине.

Например, ПР-12,7-1820-1: приводная роликовая цепь, одноряд­ная, шаг 12,7 мм, разрушающая нагрузка 18 200 Н, первое исполнение по ширине.

Глава 11. Валы и оси

Знать названия и назначения элементов конструкции валов и осей: цапф, шеек, галтелей, фасок и т. д.

Знать марки применяемых материалов; причины выхода из строя и критерии работоспособности валов и осей.

Уметь провести проектировочный и проверочный расчеты вала и оси.

Валыпредназначены для передачи вращающего момента и поддер­жания расположенных на них деталей (рис. 11.1, а);

Материалы

 

Для валов и осей применяют качествен­ные углеродистые и легированные стали. Для валов и осей неответственных передач применяют стали обыкновенного качества (без термообработки).

Валы и оси обрабатывают на токарных станках, посадочные поверхности могут шлифоваться.

Расчет валов

 

Расчет валов проводится в два этапа: проектировочный только под действием крутящего момента и проверочный расчет с учетом крутяще­го и изгибающего моментов.

1. Проектировочный (предварительный) расчет вала проводят по формуле

где М_к — крутящий момент, М_к= Т; Т — вращающий момент на валу; d — диаметр вала; [т_к] — допускаемое напряжение при кручении, [т_к] = 20...30 МПа.

Полученное значение диаметра вала округляют до ближайшего большего размера из ряда чисел R40 по ГОСТ «Нормальные линейные размеры» (см. табл. П37 Приложения). Форму и размеры вала уточняют при эскизной проработке вала после определения размеров колес, муфт и подшипников, по которым определяют длину шеек и цапф вала.

Проверочный расчет спроектированного вала проводят по сопротив­лению усталости и на жесткость.

Предварительно определяют все конструктивные элементы вала, обработку и качество поверхности отдельных участков. Составляется расчетная схема вала и наносятся действующие нагрузки.

2. Проверочный уточненный расчет на сопротивление усталости за­ключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях, выявленных по эпюрам моментов с учетом кон­центрации напряжений.

Принимают, что напряжение изгиба меняется по симметричному циклу (см. рис. 11.3, а), а напряжение кручения — по отнулевому (см. рис. 11.3, б).

Амплитуда цикла изменения напряжений изгиба вала

где М_ж — изгибающий момент;

амплитуда отнулевого цикла изменения напряжений кручения

где W _ос, W_p — момент сопротивления изгибу и кручению сечений вала соответственно.

Запас прочности вала:

по нормальным напряжениям

по касательным напряжениям

где σ_-1 — предел выносливости при расчете на изгиб; τ_-1 — предел вы­носливости при расчете на кручение; K_σD, K_τD — общий коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно:

где К_σ, К_τ, — коэффициенты снижения предела выносливости за счет местных концентраторов — галтелей, выточек, поперечных отверстий, шпоночных пазов (эффективный коэффициент концентрации напря­жений); K_d — коэффициент влияния абсолютных размеров; K_F — коэф­фициент влияния обработки поверхности; K_v — коэффициент упрочне­ния поверхности; значения перечисленных коэффициентов приведены в специальной литературе.

Расчетный коэффициент запаса выносливости в сечении при сов­местном действии изгиба и кручения

Минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности 1,6...2,5.

Расчет осей ведут только на изгиб: при расчете неподвижных осей принимают изменения напряжений по отнулевому циклу, при расчете подвижных — по симметричному.

 

3. Упрощенный проверочный расчет на усталость проводят в предпо­ложении, что нормальные напряжения (изгиба) и касательные напря­жения (кручения) меняются по симметричному циклу. Одновременное действие крутящего и изгибающего моментов рассчитывается по гипо­тезе наибольших касательных напряжений

где М_п — суммарный изгибающий момент, геометрическая сумма изги­бающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

Условие сопротивления усталости

где σ _экв — эквивалентные напряжения в сечении; М_экв — эквивалентный момент в сечении; d — диаметр вала в сечении; [ σ_-1и ] — допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений.