• Гідрологія і Гідрометрія
• Господарське право
• Економіка будівництва
• Економіка природокористування
• Економічна теорія
• Земельне право
• Історія України
• Кримінально виконавче право
• Медична радіологія
• Методи аналізу
• Міжнародне приватне право
• Міжнародний маркетинг
• Основи екології
• Предмет Політологія
• Соціальне страхування
• Технічні засоби організації дорожнього руху
• Товарознавство продовольчих товарів

Тлумачний словник
Авто
Автоматизація
Архітектура
Астрономія
Аудит
Біологія
Будівництво
Бухгалтерія
Винахідництво
Виробництво
Військова справа
Генетика
Географія
Геологія
Господарство
Держава
Дім
Екологія
Економетрика
Економіка
Електроніка
Журналістика та ЗМІ
Зв'язок
Іноземні мови
Інформатика
Історія
Комп'ютери
Креслення
Кулінарія
Культура
Лексикологія
Література
Логіка
Маркетинг
Математика
Машинобудування
Медицина
Менеджмент
Метали і Зварювання
Механіка
Мистецтво
Музика
Населення
Освіта
Охорона безпеки життя
Охорона Праці
Педагогіка
Політика
Право
Програмування
Промисловість
Психологія
Радіо
Регилия
Соціологія
Спорт
Стандартизація
Технології
Торгівля
Туризм
Фізика
Фізіологія
Філософія
Фінанси
Хімія
Юриспунденкция

Поняття машини та деталей машин

ОСНОВИ ПРОЕКТУВАННЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

Основні та допоміжні процеси на виробництві виконують за допомогою машин. Вони багаторазово підвищують продуктив-ність. Наприклад, потужність людини беруть Р_Л = 0,1 кВт,
коня – Р_К = 1 к.с. = 0,735 кВт, а потужність машини може пере-вищувати Р_М > 10⁶ кВт. (Потужність – енергетичний параметр машини, який характеризує швидкість виконання роботи).

Машина – штучний механічний пристрій із узгоджено працюючими частинами, що виконує певний доцільний рух для перетворення енергії, матеріалів або інформації. Машини поділяють залежно від виконуваних функцій на:

1 – електричні (двигуни, генератори);

2 – технологічні або робочі (верстати, вантажопідйомні та транспортуючі машини);

3 – обчислювальні машини.

Машина складається з послідовно з'єднаних ланок, які виконують задані рухи, і кожну машину можна назвати механізмом, але не всякий механізм може бути названий машиною. Машини складаються з деталей та вузлів. Деталі машин – це складові частини машини, які виготовляють із однорідного матеріалу без використання складальних оперцій. Вузол(складальна одиниця) – сукупність спільно працюючих деталей, які з'єднані складальними операціями.

Комплекс наукових дисциплін про машини (опір матеріалів, теоретична механіка, теорія механізмів та машин, деталі машин, теорія конструкційних матеріалів та інші) – це машинознавство.

Сучасний інженер–механік має володіти основами машинознавства. Він повинен знати:

1) вимоги, що ставляться до сучасних машин та їх деталей;

2) основні напрямки розвитку їх конструкції;

3) загальні принципи будови машини.

1.2. Основні вимоги, що ставляться до сучасних машин
та їх деталей

1. Висока надійність (надійність – це властивість виробу виконувати задані функції впродовж потрібного терміну служби без поломок і позапланових ремонтів).

2. Високі експлуатаційні показники: продуктивність; ККД – коефіцієнт корисної дії, що характеризує втрати енергії; точність; безпека обслуговування; ступінь автоматизації та інші.

3. Технологічність (технологічною є конструкція, яку можна виготовити з мінімальними затратами праці та засобів в умовах певного підприємства.)

4. Економічність (розуміється мінімальна вартість виготовлення та експлуатації виробу).

5. Транспортабельність – можливість зручного транспорту-вання машини.

6. Ергономічність – зручність і безпека експлуатації машини з дотриманням санітарно-гігієнічних норм рівня вібрації та шуму.

7. Екологічність.

8. Естетичність.

Курс деталей машин концентрує увагу студентів на першій вимозі – надійності деталей та вузлів машин.

1.3. Основні напрямки розвитку конструкцій машин
та їх розрахунку

1. Забезпечення потрібного технічного рівня машини згідно з її функціональним призначенням.

2. Використання модульного принципу конструювання (застосування уніфікованих вузлових конструкцій) поділом конструкції машини на окремі функціонально завершені вузли та блоки.

3. Проектування технологічних деталей і вузлів під сучасну прогресивну технологію.

4. Зменшення енергозатрат машини завдяки підвищенню ККД окремих механізмів.

5. Зниження матеріаломісткості конструкцій удосконаленням процесу проектування, добору сучасних матеріалів і технологій, оптимізація форми та розмірів деталей та вузлів.

6. Максимальна автоматизація процесів проектування та виготовлення.

Щоб створити сучасну машину, потрібно знати:

1. Деталі та вузли, з яких складається машина (назва деталі, її призначення, конструктивні варіанти й особливості).

2. Умови надійної роботи деталей та вузлів, види та причини їх відмов, основні критерії працездатного стану.

3. Алгоритм розрахунку та послідовність конструювання, включаючи основи автоматизовного проектування.

1.4. Предмет, мета та зміст курсу деталей машин

Предметом курсу є типові деталі машин, тобто деталі загального призначення, які застосовуються в усіх або майже в усіх машинах і виконують при цьому однакові функції.

Мета курсу – висвітлити методи, правила, норми та реко-мендації проектування типових деталей машин таким чином, щоб була забезпечена їх працездатність (Проектування – процес виконання розрахунків і конструювання (креслень), що закінчується оформленням потрібної технічної документації, тобто проектом. Працездатність – властивість деталі виконува-ти задані функції згідно з вимогами технічної документації).

Зміст (розділи) курсу деталей машин:

1 – основи проектування деталей машин;

2 – з'єднання типових деталей;

3 – механічні передачі обертального руху;

4 – деталі, що забезпечують обертальний рух.

Вивченням курсу деталей машин закінчується загальноінже-нерна підготовка майбутніх спеціалістів у галузі технічної механіки. Механіка – це наука про рух та взаємодію тіл. Прикладна механіка – галузь механіки, що вивчає рух та напружений стан реальних технічних об'єктів і базується на дисциплінах: опір матеріалів, ТММ, деталі машин.

1.5. Основні критерії працездатного стану деталей машин

Слово „критерії” можна замінити словами „вимоги, умови, характеристики”. Для оцінки працездатності (складової частини надійності) деталі використовують такі критерії.

1. Міцність – здатність деталі опиратися навантаженню без поломок і поверхневих ушкоджень.

2. Жорсткість – здатність деталі опиратися зміні форми та розмірів під впливом сил.

3. Зносостійкість – здатність матеріалу деталі опиратися стиранню поверхні.

4. Теплостійкість – здатність деталі працювати у визначеному діапазоні температур.

5. Вібростійкість – здатність деталі працювати у заданому діапазоні режимів навантаження без недопустимих коливань.

Без виконання цих критерієв неможлива нормальна робота деталей та вузлів машин, тому під час проектування залежно від умов роботи деталі проводяться розрахунки за одним або кількома критеріями. Головним критерієм працездатності та розрахунку деталей машин є міцність.

1.6. Міцність деталей машин

Усі деталі машини повинні бути рівноміцними, тобто деталі повинні мати однаковий запас міцності відносно навантажень, що діють на них. Аналіз проблеми міцності повинен містити таке.

1. Аналіз навантаження деталі. Навантаженням (зовнішньою дією) може бути сила, момент сили, температура або комбінація цих параметрів. Слід знати класифікацію сил, щоб розрізняти сили статичну та динамічну, сили зовнішню і внутрішню, сили розрахункову, еквівалентну та граничну. Необхідно розрізняти моменти обертальний, крутіння, згину. Відомості про види навантаження наведені в підручниках опору матеріалів.

2. Аналіз деформацій і напружень, що виникають в деталях від навантаження. Існують чотири види простих деформацій:

розтяг (стиск), згин, крутіння, зсув (зріз). Будь-яку комбінацію цих простих деформацій називають складною деформацією.

Під дією зовнішнього навантаження кожна частина матеріалу деталі опирається цьому навантаженню, всередині деталі виникають внутрішні сили і моменти реакції. Для оцінки розподілу внутрішніх сил і моментів використовують параметр, який називається напруженням. Напруження – це відношення внутрішнього силового фактора до геометричної характерис-тики поперечного перерізу деталі. Кожному виду деформації відповідають свої напруження, що відображено у таблиці 1.1.

Таблиця 1.1 – Відповідність простих деформацій і напружень

Розрахунок напружень в деталях проводиться за формулами, викладеними у курсах опору матеріалів і деталей машин.

Розмірність напружень – н/мм² (1 н/мм² =1 МПа =10 кгс/см²).

3. Теоретична оцінка міцності, а відповідно і працездатності, деталі. (Існують і експериментальні методи оцінки міцності: натурні випробування, моделювання, тензометрування та інші).

Теоретична оцінка міцності проводиться частіше за все за напруженнями або за коефіцієнтами запасу міцності.

Розрахунки на міцність за напруженнями потрібно починати з запису умови міцності (див. табл. 1.1) для небезпечних перерізів (зон) деталі. Розрахункові (робочі, дійсні) напруження у цих перерізах (σ, τ) знаходяться за відповідними формулами. Допустимі (граничні) напруження ( [σ], [τ] ) визначають за рекомендаціями (див. табл. 1.2).

Таблиця 1.2 – Визначення допустимих напружень

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

Таблиця 1.3 – Порівняльна характеристика проектувальних і перевірних розрахунків на міцність

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

S ≥ [S] ,

де S – розрахунковий коефіціент запасу міцності, визначається для кожної деталі за відповідними формулами, які можна стисло подати як відношення [σ] / σ_Т ;

[S] – допустимий коефіцієнт запасу міцності, вибирається за рекомендаціями нормативних технічних документів, наприклад, для загальних деталей машинобудування [S] ≈ 2–3, для буді-вельних споруд [S] ≈ 20, для ланцюгів і канатів [S] ≈ 40, а для аерокосмічних деталей [S] ≈ 1,1–1,2 (інакше – не полетить!).

Розрахунки на міцність за запасами міцності також бувають проектувальні та перевірні.

Для інших критерієв працездатності (жорсткості, вібростій-кості, теплостійкості та ін.) розрахунки проводяться аналогічно.

Курс деталей машин вчить правильно вибирати для різних деталей той чи інший критерій працездатності і, отже, розрахунку. А завдяки якісним розрахункам попереджуються можливі відмови деталей.

1.7. Основні види та причини відмови деталей машин

1. Пластичні об'ємні і поверхневі деформації, що призводять до зміни форми та розмірів деталей. Ці деформації спостері-гаються при перевантаженнях і в'язкому стані матеріалу.

2. Крихкі руйнування у вигляді поломок по перерізу або ушкоджень робочої поверхні. Спостерігаються при перевантаженнях і крихкому стані матеріалу.

3. Ушкодження втомного характеру у вигляді поломок або руйнування робочої поверхні після багатократного (циклічного) навантаження.

4. Недопустимі пружні деформації через недостатню жорсткість деталі.

5. Спрацювання тертьових поверхонь через недостатню зносостійкість деталі.

6. Перегрів деталей і вузлів через їх недостатню теплостійкість.

7. Резонансні коливання деталей через недостатню вібростійкість.

1.8. Вимоги до матеріалів деталей машин

Машинобудівні матеріали повинні мати певний комплекс механічних і технологічних характеристик:

1 – високі та постійні міцність, жорсткість, зносостійкість;

2 – високі технологічні властивості (оброблюваність на верс-татах, ливарні властивості, штампованість, зварюваність тощо);

3 – здатність до зміцнення;

4 – антифрикційні або фрикційні властивості;

5 – корозійну стійкість;

6 – демпфірувальну здатність;

та інші.

Антифрикційні матеріали характеризуються низьким і сталим коефіцієнтом тертя ковзання, високою зносостійкістю, гарним припрацьовуванням, малим спрацьовуванням спряженої деталі. Фрикційні матеріали мають високий і сталий коефіцієнт тертя ковзання, високі зносо- і теплостійкість, гарне припрацьовування, мале спрацювання спряженої деталі під час роботи насухо або із мастилом.

Для виготовлення деталей машин використовують металеві та неметалеві матеріали. До металевих матеріалів належать чорні метали та їх сплави (сталі і чавуни); сплави кольорових металів (бронзи, латуні, бабіти); легкі сплави (алюмінієві та магнієві); біметали, які складаюься з двох і більше шарів; композиційні металеві матеріали.

Композиційні металеві матеріали являють собою компози-ції з високоміцних волокон (бору, вуглецю, вольфраму, молібде-ну тощо) і основи з м'яких металів (алюмінію, міді, кобальту та ін.). Міцність таких матеріалів набагато (у 20–100 разів) перевищує міцність звичайних машинобудівних матеріалів.

До неметалевих матеріалів належать пластмаси (текстоліт, капрон та ін.), керамічні матеріали, гума, графіт, шкіра та ін.

Вибір матеріалу деталей – це відповідальне завдання проектування. До уваги беруть такі фактори:

1) відповідність властивостей матеріалу головному критерію працездатності деталі;

2) вагові та габаритні вимоги до деталей і машин у цілому;

3) відповідність технологічних властивостей матеріалу формі та наміченому способу обробки деталі з метою вибору найекономічнішого способу виготовлення деталі при відомому масштабі її виробництва;

4) вартість і дефіцитність матеріалу, тому що вартість мате-ріалу становить значну частину (до 60–70%) вартості машини;

5) вимоги естетики.

Наприклад, вали та осі, розміри яких визначаються міцністю і жорсткістю, потрібно виготовляти з матеріалу з високим модулем пружності. У вузлах, працездатність яких визначається зносостійкістю деталей, одна з них повинна мати вищу твердість робочої поверхні, а іншу потрібно виготовляти з антифрикційного матеріалу (в підшипниках і напрямних ковзання, в передачах черв'ячних, гвинт-гайка) або із фрикційного матеріалу (у фрикційних передачах, муфтах).

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Класифікація виробів, класифікація деталей машин.

2. Стадії розроблення конструкторської документації.

3. Якість проектованої машини та її складових частин.

4. Основні шляхи підвищення надійності деталей машин.

5. Шляхи забезпечення технологічності та економічності деталей машин.

6. Конструктивні способи підвищення міцності та жорсткості.

7. Вплив концентрації напружень на довговічність деталей.

8. Основні відомості про машинобудівні матеріали.

9. Основи оптимального проектування.

10. Загальні правила, принципи і послідовність проектування (конструювання).

11. Випробування деталей машин.

12. Стандартизація та уніфікація деталей машин.

Лекція 2

З'ЄДНАННЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН.

НАРІЗНІ З'ЄДНАННЯ

2.1. Призначення і класифікація з'єднань

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

Класифікація – це поділ за ознаками.

За кінематичною ознакою з'єднання поділяють на рухомі та нерухомі. У рухомих з'єднаннях (шліцьових, шпонкових рухомих) деталі можуть переміщатися одна відносно одной. В нерухомих – навпаки. Наявність рухомих з'єднань визначається кінематикою машини. Нерухомі з'єднання (нарізні, клемові, шпонкові, штифтові, пресові) потрібні для розчленування машини на вузли та деталі (наприклад, для спрощення виготовлення машини, полегшення її складання, ремонту, транспортування).

За способом складання з'єднання поділяють на напружені та ненапружені. У напружених з'єднаннях (гвинтових, пресових, зварних та інших) виникають напруження після складання до прикладання навантаження.

За ознакою рознімності з'єднання поділяють на рознімні та нерознімні (схема 2.1). Рознімні з'єднання можна розбирати без псування або руйнування деталей. Використання нерознімних з'єднань (зварних, заклепкових та ін.) зумовлене технологічними або економічними вимогами. Вибір конкретного типу з'єднання визначається також будовою і призначенням конструкції.

2.2. Вимоги до з'єднань

1. Міцність і рівноміцність деталей з'єднання.

2. Жорсткість (для багатьох з'єднань – контактна жорсткість).

3. Герметичність.

4. Точність (наприклад, центрування – збігання осей вала і отвору в маточині).

5. Корозійна стійкість.

6. Технологічність і економічність.

2.3. Алгоритм (послідовність) розгляду з'єднань

1. Тип з'єднання згідно з класифікацією.

2. Переваги та недоліки даного з'єднання порівняно з іншими.

3. Конструкція, основні параметри і галузь використання.

4. Особливості складання.

5. Робота з'єднання, напружено-деформований стан деталей з'єднання.

6. Види і причини відмов.

7. Критерії працездатності та розрахунку.

8. Матеріал деталей і допустимі напруження.

9. Розрахунок з'єднання.

10. Конструювання.

2.4. Нарізні з'єднання. Загальні відомості

Нарізні з'єднання – це з з'єднання за допомогою кріпильних деталей: болтів; гвинтів; шпильок, гайок та шайб. Призначення, конструктивні варіанти та особливості кожної з цих деталей, характеристика і параметри різі (схема 2.2) вивчаються у курсі „Машинобудівне креслення” і розглядаються у довідниках.

Усі геометричні параметри різі стандартизовані. У розрахун-ках нарізних з'єднань використовують такі з них (рис. 2.1):

d (D), d₂ (D₂), d₁ (D₁), – зовнішній, середній і внутрішній діаметри різі болта (гайки);

Р – крок різі;

Рисунок 2.1 – Основні розрахункові параметри різі

α – кут профілю – кут між суміжними боковими сторонами різі в осьовому перерізі;

Р_h = n·P – хід гвинта – осьове переміщення гвинта за один оберт у нерухомій гайці (n – число заходів різі);

ψ = arctg [Р_h / (π d₂)] – кут підйому гвинтової лінії.

2.5. Основні типи різі

Залежно від призначення і геометричних параметрів розрізняють такі види різі :

1) кріпильні:

а) метрична з кутом профілю α = 60° (рис. 2.1);

б) трубна (α = 55°) (рис. 2.1);

в) кругла (α = 30°) (рис. 2.2);

2) ходові (рис. 2.2):

г) трапецоїдна симетрична (α = 30°);

д) трапецоїдна несиметрична – упорна (α ≈ 30°);

е) прямокутна (єдина різь, яка не стандартизована).

Рисунок 2.2 – Профілі різі

Галузь використання різних типів різі така. Метричну різь, що забезпечує найбільше тертя, доцільніше використовувати як кріпильну, а трапецоїдну та упорну різі – для ходових гвинтів, причому першу – при реверсивних руках під навантаженням, а другу – у разі дії одностороннього навантаження, наприклад, у домкратах. Прямокутна різь забезпечує найменший опір руху, і отже, найбільший ККД.

Оскільки метрична різь може бути нарізана з дрібнішим кроком, ніж інші, її використовують для того, щоб забезпечити точні переміщення, наприклад, у мікрометрі.

Кругла різь доцільна при динамічних навантаженнях (відбійні молотки), для часто загвинчуваних та відгвинчуваних у забруднених середовищах деталях (пожежна арматура), на тонкостінних деталях (цоколі лампочок).

Трубна різь – це дюймова різь з малим кроком, використовується для з'єднань труб і арматури трубопроводів.

2.6. Основи теорії гвинтової пари

2.6.1. Задача співвідношення між силою затягання F_зат – осьовою силою F_а на гвинт (також на гайку) і силою руки робітника F_роб , прикладеною до гайкового ключа.

Момент загвинчування (затягування) гайки Т_зат або момент на ключі – це момент сили

Т_зат = F_роб L_кл ,

де L_кл – довжина ключа.

Опір загвинчуванню гайки чинять момент тертя в різі Т_р і момент тертя на торці гайки Т_т , тому

Т_зат = Т_р + Т_т .

Момент тертя в різі Т_р можна знайти за формулою

Т_р = 0,5 F_зат d₂ tg (ψ + ρ') ,

де ρ' = arctg( f / cos( α / 2)) – зведений кут тертя в різі;

f – коефіцієнт тертя в різі.

Момент тертя на торці гайки Т_т :

Т_т = 0,25 F_зат f_т ( S + d_o ) ,

де f_т – коефіцієнт тертя на торці гайки;

S – розмір під ключ (за стандартом);

d_o – діаметр отвору для болта.

2.6.2. Умова самогальмування.

Умова самогальмування має вигляд ρ' > ψ.

Усі кріпильні різі задовольняють умову самогальмування, але при вибраційних навантаженнях можливе ослаблення затягування різі, тому для запобігання самовідгвинчуванню використовують різні способи стопоріння кріпильних деталей.

2.6.3. Коефіцієнт корисної дії гвинтової пари.

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

η = tg ψ / tg ( ψ + ρ') .

2.6.4. Розподіл осьової сили F_а між витками різі.

Осьова сила F_а нерівномірно розподілена між витками різі. Результати розв'язування цієї задачі проф. М. Жуковським подано на рис. 2.3.

Рисунок 2.3 – Схема розподілу осьової сили F_а між витками різі

На рис. 2.3 бачимо, що на перший найнавантаженіший виток припадає понад 1/3 сили F_а , на другий – 23% цієї сили, на третій менше і т. д. У підручниках зазначені причини, що зумовлюють такий нерівномірний розподіл сили F_а між витками, а також розглянуті конструктивні рішення, спрямовані на зниження ступеня нерівномірності.

2.7. Види відмов нарізних деталей

Види відмов:

1. Пошкодження різі у вигляді зминання, зрізу або зносу.

2. Руйнування нарізної деталі:

а) по першому найбільш навантаженому витку;

б) у місці збігу різі;

в) у вигляді відриву стрижня від головки;

г) у вигляді зминання або зрізування головки.

2.8. Критерії працездатності та розрахунку

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

2.9. Класифікація нарізних з'єднань

За кількістю кріпильних деталей розрізняють з'єднання з одним гвинтом і групові.

За призначенням нарізні з'єднання поділяють на міцні, щільні (герметичні), міцнощільні.

За умови складання з'єднання бувають ненапруженими (без попереднього або початкового затягування) і напруженими (з початковим затягуванням).

2.10. Приклади розрахунків нарізних з'єднань

2.10.1. Розрахунок гвинта, навантаженого осьовою силою без попереднього затягування, наприклад, нарізний стрижень вантажного гака (рис. 2.4).

Гайка нагвинчується на стрижень без затягування і шплінтується (рис. 2.4 а). Розрахункову модель стрижня зображено на рис. 2.4 б. Вид деформації – розтяг.

Рисунок 2.4 – Вантажний гак і його розрахункова схема

Умова міцності стрижня

σ_Р = 4 F_a / ( π d₁² ) ≤ [σ_Р] .

Тоді

d₁ ≥ √ 4 F_a / ( π [σ_Р] ) .

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

2.10.2. Розрахунок гвинта, навантаженого осьовою силою і обертальним моментом, наприклад, гвинтова стяжка, яка використовується для встановлення турніка (рис. 2.5).

Рисунок 2.5 – Гвинтова стяжка і розрахункова схема гвинта

У гвинті реалізується корисна осьова сила F_a від дії обертального моменту Т, причому з умови рівноваги Т = 2 Т_Р , де Т_Р – момент сил опору (тертя) в різі. Неважко побачити, що гвинт знаходиться у складному напруженому стані: у ньому виникають нормальні напруження розтягу σ_Р від сили F_a та дотичні напруження кручення τ від моменту Т_р .

Згідно з гіпотезою міцності можна записати

σ_Е = √ σ_Р² + 3 τ² ≤ [σ_Р] ,

де σ_Е – еквівалентні напруження у гвинті.

2.10.3. Розрахунок болта з костильною головкою (рис. 2.6).

У цьому прикладі реалізується ефект ексцентричного (позацентрового) навантаження, що істотно підвищує рівень напружень у стрижні болта. Практичний інтерес становить у цьому випадку не сам розрахунок, а конструктивні рішення, які спрямовані на виключення позацентрового навантаження.

Виконаємо перевірний розрахунок, щоб показати недоцільність використання таких болтів. У разі дії моменту загвинчування Т_зат реалізується осьова сила F_a = F_зат . Стрижень навантажується моментом Т_р, силою затягування F_зат і згинальним моментом М_зг = F_R · e , де F_R – реакція деталей на болт (очевидно, що |F_R| = |F_зат| ); е – ексцентриситет.

Рисунок 2.6 – Болт із костильною головкою у нарізному з'єднанні

Згідно з розрахунковою схемою σ_Е (без виведення)

σ_Е = σ_Р + ( 1,3 + 8 е / d₁ ) .

Якщо візьмемо е = 0,5·d₁, то σ_Е = 5,3·σ_{Р ,} тобто рівень напружень підвищився більш ніж у 4 рази. Отже, такі болти використовувати недоцільно.

2.11. Конструктивні рішення,

які виключають позацентрове навантаження болтів

Перекоси опорних поверхонь під гайку або головку болта можуть бути обумовлені:

1) уклоном смуг швелера або іншого профілю;

2) технологічними уклонами литих деталей;

3) неточністю виготовлення деталей з'єднання.

Щоб виключити позацентрове навантаження:

1) підвищують точність виготовлення, тобто забезпечують допуски паралельності та торцевого биття;

2) використовують скісні шайби (рис. 2.7 а);

3) виготовляють платики, що підлягають механічній обробці (рис. 2.7 б);

4) використовують спеціальну обробку – цекування
(рис. 2.7 в);

5) використовують сферичні шайби (рис. 2.7 г).

Рисунок 2.7 – Конструктивні рішення, що виключають позацентрове навантаження болтів

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Клемові з'єднання.

2. Конструкції болтів, кріпильних і встановлювальних гвинтів, шпильок, гайок, підкладних і стопорних шайб та їх використання.

3. Способи стопоріння нарізних деталей.

4. Основні конструктивні та технологічні заходи для підвищення опору втоми гвинтів.

5. Класи міцності, матеріали, хіміко-термічна обробка та зміцнення нарізних деталей.

6. Розрахунки нарізних з'єднань.

Лекція 3

ШПОНКОВІ, ШЛІЦЬОВІ, ШТИФТОВІ
ТА ПРОФІЛЬНІ З'ЄДНАННЯ

3.1. Призначення шпонкових з'єднань

Шпонкові з'єднання призначені для кутової або кутової та осьової фіксації маточин деталей (зубчастих коліс, зірочок, шківів тощо) на валах. Такі з'єднання виконують за допомогою спеціальних додаткових деталей – шпонок, які вставляють у пази вала і маточини.

Шпонкові з'єднання поділяють на дві групи:

1) ненапружені, в яких використовують призматичні або сегментні шпонки;

2) напружені, які виконують клиновими, тангенціальними та круглими шпонками.

У машинобудуванні найбільш поширені нанапружені з'єднання.

3.2. Ненапружене шпонкове з'єднання
з призматичною шпонкою

Конструкцію з'єднання з призматичною шпонкою зображено на рис. 3.1, де позначено:

d – номінальний діаметр з'єднання;

b×h – ширина і висота поперечного перерізу шпонки, які беруть за стандартом залежно від діаметра вала d ;

l – довжина шпонки, що вибирається за стандартом;

l_р – робоча довжина шпонки (l_р = l – b);

l_м – довжина маточини (l_м = l + 5...10 мм);

– гарантований зазор між шпонкою і дном паза маточини;

t₁ – глибина паза вала;

t₂ – глибина паза маточини (t₁ > t₂ , t₂ ≈ 0,4 h);

Т₁ , Т₂ – рушійний і опорний обертальні моменти;

ω – кутова швидкість.

Рисунок 3.1 – Конструкція шпонкового з'єднання
з призматичною шпонкою

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

3.3. Переваги та недоліки призматичних шпонкових з'єднань

Переваги:

1) простота кострукції;

2) жорстка кутова фіксація насаджуваної деталі.

Недоліки:

1) трудомісткість виготовлення, бо потрібне ручне приганяння або підбирання деталей з'єднання, що обмежує їх використання в умовах великосерійного та масового виробництва;

2) шпонковий паз ослаблює вал і викликає в ньому концентрацію напружень.

3.4. Ненапружене шпонкове з'єднання з сегментною шпонкою

Сегментні шпонки використовують для з'єднань без ручного приганяння або підбирання (рис. 3.2). Перевагою такого з'єднання є також стійке положення шпонки у пазу вала, що зменшує її перекіс і концентрацію тиску. Основний недолік з'єднання – глибока канавка для шпонки послаблює міцність вала. Шпоночний паз фрезерують спеціальною фрезою відповідно до розмірів шпонки b×h×l, що підбирають за стандартом.

Рисунок 3.2 – Конструкція шпонкового з'єднання
з сегментною шпонкою

3.5. Розрахунки на міцність

Деталі шпонкового ненапруженого з'єднання зазнають зминання поверхонь, а шпонки – додатково зрізу.

Основний вид відмов – зминання робочих поверхонь.

Шпонкові з'єднання розраховують на міцність за напружен-нями зминання σ_зм та зрізу τ_зр (рис. 3.1).

Умови міцності на зминання та зріз:

σ_зм ≤ [σ_зм],

τ_зр ≤ [τ_зр] ,

де [σ_зм], [τ_зр] – допустимі напруження, які визначаються за рекомендаціями.

3.6. Напружені з'єднання клиновими шпонками

Клинові шпонки – це клини, як правило, з уклоном 1:100, що забезпечує самогальмування (рис. 3.3). У них робочими є широкі верхня та нижня грані, а по бокових гранях існує зазор. Ці шпонки створюють напружене з'єднання і забезпечують як кутову, так і осьову фіксацію. Таке з'єднання здатне передавати не лише обертальний момент, а й осьову силу.

Рисунок 3.3 – Конструкція шпонкового з'єднання
з клиновою шпонкою

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

3.5. Шліцьові з'єднання

Шліцьові з'єднання призначені для жорсткої кутової фікації маточин деталей на валах. Шліцьове з'єднання умовно можна розглядати як багатошпонкове, в якому шпонки виконані як одне ціле з валом.

Шліцьові з'єднання бувають рухомими та нерухомими, без навантаження (у коробках передач) і під навантаженням (карданні вали автомобілів).

Залежно від форми зубців розрізняють прямобічні, евольвентні та трикутні шліци (рис. 3.4).

Рисунок 3.4 – Форми шліців

У машинобудуванні найширше використовують прямобічні шліцьові з'єднання, розміри яких стандартизовано. Евольвентне шліцьове з'єднання відрізняється від прямобічного досконалішою технологією виготовлення, підвищеною міцністю самих шліців і валів та точністю центрування. Трикутне шліцьове з'єднання використовується для нерухомих з'єднань у разі невеликих навантажень і на тонкостінних деталях.

При з'єднанні шліцьової втулки з валом розрізняють три способи їх відносного центрування: за зовнішнім діаметром D, за бічними сторонами зубців b і за внутрішнім діаметром d.

Порівняно зі шпонковими шліцьові з'єднання:

1) мають підвищену навантажувальну здатність завдяки значно більшій площі поверхні контакту, рівномірному розподілу тиску по висоті зубців і меншій концентрації напружень у валів;

2) високу точність центрування маточини на валу.

Ці переваги визначають використання шліцьових з'єднань у разі великих навантажень і частоти обертання в умовах масового виробництва.

3.6. Умови роботи, види відмов, критерії працездатності та розрахунку шліцьових з'єднань

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

Основні види відмов шліцьових з'єднань:

1) пошкодження робочих поверхонь зубців у вигляді спрацювання та зминання;

2) заїдання;

3) поломки шліцьових валів і зубців.

Головні критерії працездатності шліцьових з'єднань:

1) зносостійкість;

2) стійкість до заїдання;

3) міцність.

Надійність роботи з'єднань забезпечується вибором відповідних матеріалів, зміцненням робочих поверхонь шліців і розрахунком.

Основним вважають розрахунок на спрацювання з перевіркою на зминання. Умова міцності на зминання

σ_зм ≤ [σ_зм] ,

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

3.7. Штифтові з'єднання

Штифти в основному призначені для точного взаємного фіксування деталей, а також для передачі відносно невеликих навантажень – обертальних моментів та осьових сил. За формою штифти поділяють на: циліндричні, конічні (рис. 3.5) та іншої форми (фасонні, циліндричні пружинні, просічні, зрізні).

Рисунок 3.5 – Приклади штифтових з'єднань

Штифтові з'єднання, як і шпонкові, розраховують на міцність за напруженнями зминання σ_зм та зрізу τ_зр .

3.8. Профільні (безшпонкові) з'єднання

Під профільними з'єднаннями розуміють з'єднання типу вал-маточина з контактом по плавному некруглому циліндричному або конічному профілю без шпонок і шліців (рис. 3.6).

Переваги таких з'єднань:

1) відсутність джерел концентрації напружень при крученні;

2) гарне самоцентрування;

3) знижений шум під час роботи.

Рисунок 3.6 – Профільні з'єднання

Основні недоліки профільних з'єднань:

1) складна технологія виготовлення (на токарних, фрезерних, шліфувальних верстатах або на верстатах із ЧПУ);

2) несуча здатність нижча, ніж у шліцьових.

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Особливості конструювання шпонкових з'єднань.

2. Розрахунки шпонкових з'єднань на міцність.

3. Розрахунки шліцьових з'єднань на міцність.

4. Розрахунки штифтових з'єднань на міцність.

5. Клинові з'єднання.

Лекція 4

ПРЕСОВІ З'ЄДНАННЯ–
З'ЄДНАННЯ ДЕТАЛЕЙ ПОСАДКОЮ З НАТЯГОМ

4.1. Характеристика і призначення пресових з'єднань

З'єднання двох деталей по цилідричній поверхні можна виконати без болтів, шпонок, шліців. Для цього достатньо при виготовленні деталей забезпечити натяг посадки, а при складанні запресувати одну деталь у іншу. Приклади таких з'єднань: з'єднання маточини зубчастого колеса або будь-якої іншої деталі (шківа, зірочки, диски турбін, маховики та ін.) з валом; з'єднання вінця черв'ячного колеса з центром; з'єднання кільця підшипника кочення з валом або корпусом.

Натягом N називають додатну різницю діаметрів вала та отвору N = В – А (рис. 4.1). Після складання внаслідок пружних і пластичних деформацій діаметр посадкових поверхонь d стає загальним (А<d<В); маточина (втулка) зазнає розтягу, а вал – стискання. При цьому на поверхні посадки виникає питомий тиск Р і відповідні до нього сили тертя, які забезпечують нерухомість з'єднання та передавання навантаження (осьової сили, обертального моменту, згинального моменту).

Отже, з'єднання з натягом, – це рознімні, нерухомі, напружені з'єднання.

Рисунок 4.1 – Схема пресового з'єднання

Навантажувальна здатність пресового з'єднання насамперед залежить від натягу, який не може бути виконаний точно. Розсіяння натягу від мінімального N_minдо максимального N_max регламентується стандартом допусків і посадок.

Способи складання пресових з'єднань такі:

1) пресування;

2) нагрівання втулки (+200 – +300 ºС);

3) охолодження вала (–80 – –200 ºС).

Складання пресуванням має недоліки – зминання та часткове зрізання (шабрування) шорсткості посадкових поверхонь, що призводить до послаблення міцності з'єднання. Щоб полегшити складання і зменшити шабрування, в отворі виконують фаску, а у валі – західний конус або західний циліндричний пасок із граничним відхиленням g6. Температурне складання не має цих недоліків, але нагрівання до високих температур може змінити струтуру і відповідно механічні характеристики металу.

Необхідну різницю температур нагрівання втулки або охолодження вала Δt для вільного складання з'єднання визначають за формулою

Δt = (N_max – S) / (α·d) ,

де S – мінімальний необхідний зазор (≈0,1 мм) для вільного складання;

α – температурний коефіцієнт лінійного розширення.

4.2. Переваги та недоліки пресових з'єднань

Переваги:

1) простота і технологічність, що обумовлюють низьку вартість пресових з'єднань і можливість їх використання у масовому виробництві;

2) висока несуча здатність;

3) гарне центрування;

4) відсутність зазорів і розподіл навантаження по всій посадковій поверхні, що дозволяє з'єднанню сприймати ударні навантаження, передавати реверсивний рух, набути широкого використання в сучасних високошвидкісних машинах.

Недоліки:

1) потреба в спеціальному устаткуванні для складання та розбирання з'єднання;

2) залежність несучої здатності від ряду важковраховуваних факторів, таких, як температура, коефіцієнт тертя, шорсткість;

3) концентрація напружень на краях отвору.

4.3. Розрахунки пресових з'єднань на міцність

Основні види відмов пресових з'єднань: зсув деталей; розкриття стику; руйнування деталей; защемлення тіл кочення у підшипників. Тому при проектуванні з'єднань з натягом виконують розрахунки на:

1 – міцність зчеплення (відсутність зсуву деталей або нерозкриття стику);

2 – міцність деталей (маточини і вала).

Задача розрахунку з'єднання на міцність зчеплення – вибрати таку посадку, при якій забезпечується його працездатність. Починають такий розрахунок з запису умови міцності. Наприклад, у разі дії на з'єднання тільки осьової сили F_a умова міцності має вигляд

k F_a ≤ f P π d l ,

де k = 1,5 – 2 – коефіцієнт запасу зчеплення;

f – коефіцієнт тертя;

l – довжина з'єднання.

Умова міцності з'єднання при навантаженні тільки обертальним моментом Т

k Т ≤ 0,5 f P π d² l .

Умова міцності при сукупній дії сили F_a і моменту Т

k √ F_a² + F_t² ≤ f P π d l ,

де F_t = 2 Т / d – колова сила.

Питомий тиск Р на поверхні контакту пов'язаний з натягом залежністю

Р = N / [ d ( C₁ / E₁ + C₂ / E₂ )] ,

де N – розрахунковий натяг;

C₁ , C₂ – коефіцієнти,

d² – d₁² d₂² – d²

d₁ – діаметр отвору у валі (рис. 4.2);

d₂ – зовнішній діаметр втулки (рис. 4.2);

Рисунок 4.2 – Діаметри пресового з'єднання

Е₁ , Е₂ , μ₁ , μ₂ – модулі пружності та коефіцієнти Пуассона вала (1) та маточини (2) відповідно.

У розрахунках з'єднання на міцність можна брати:

– для сталі Е = ( 2,1 – 2,2 ) 10⁵ МПа, μ = 0,3 ;

– для чавуна Е = ( 1,2 – 1,4 ) 10⁵ МПа, μ = 0,25 ;

– для бронзи Е = ( 1 – 1,1 ) 10⁵ МПа, μ = 0,33 .

Розрахунковий натяг N визначають за мінімальним табличним або ймовірнісним натягом з поправкою U на зрізування та згладжування шорсткості поверхні при запресовуванні (якщо виконують температурне складання U = 0):

N = N_min – U , U = 1,2 ( R_z1 + R_z2 ) ,

де R_z1 , R_z2 – висота шосткості поверні вала і втулки.

Експериментальні випробування показали, що значення коефіцієнта тертя f залежить від багатьох факторів:

1) способу складання з'єднання;

2) питомого тиску Р;

3) шорсткості поверхонь;

4) виду мастила поверхонь;

5) швидкості запресовування.

Тому у наближених розрахунках пресових з'єднань на міцність із сталевих та чавунних деталей беруть:

f = 0,08 – 0,1 – складання пресуванням;

f = 0,12 – 0,14 – температурне складання.

4.4. Пресові з'єднання посадкою на конус

Пресові з'єднання посадкою на конус використовуються для закріплення деталей на кінцях валів. Тиск на конічній поверхні утворюється у результаті затягування гайки (рис. 4.3).

Перевагами таких з'єднань порівняно з пресовими цилідричними є:

1) більш легкі монтаж і демонтаж деталей без спеціального обладнання (наприклад, пресів);

2) гарне центрування деталей;

3) беззазорність.

Якщо потрібно, з'єднання може бути посилене шпонкою.

Рисунок 4.3 – Пресове з'єднання посадкою на конус

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Особливості конструювання пресових з'єднань.

2. Розрахунки деталей пресових з'єднань на міцність.

3. Навантаження пресових з'єднань згинальним моментом.

Лекція 5

ЗВАРНІ З'ЄДНАННЯ

5.1. Характеристика і призначення зварних з'єднань

Зварні з'єднання – основний тип нерознімних з'єднань. Це з'єднання деталей шляхом місцевого нагрівання їх матеріалу до розплавленого або пластичного стану без прикладання зовнішньої сили або з прикладанням зовнішньої сили (відповідно електродугове та контактне зварювання).

Зварні з'єднання належать до нерухомих, нерознімних, напружених з'єднань. Навантаження між звареними частинами передається безпосередньо через шов, який має приблизно таку саму міцність, як і основний метал конструкції.

Напруження, що виникають у зварному з'єднанні в процесі зварювання, називають залишковими. У розрахунках такі напруження не враховують.

Зварювання використовують не тільки як спосіб з'єднання деталей, але й як технологічний спосіб виготовлення самих деталей. Зварні деталі у багатьох випадках заміняють литі та ковані. Використання зварних і штампозварних конструкцій дозволяє у багатьох випадках знизити витрати матеріалу або масу конструкції на 30 – 50% , зменшити вартість виробів у
1,5 – 2 рази.

Основна умова припроектуванні зварного з'єднання – це забезпечення рівноміцності шва та з'єднуваних деталей.

5.2. Переваги та недоліки зварних з'єднань

Переваги:

1) економія металу;

2) зменшення трудомісткості;

3) відносно низька вартість устаткування для зварювання;

4) можливість автоматизації процесу;

5) герметичність швів;

6) можливість отримання рівноміцного з'єднання;

7) практично будь-яка товщина деталей.

Недоліки:

1) висока концентрація напружень у зоні шва;

2) жолоблення деталей;

3) низька несуча здатність при вібраційному навантаженні;

4) складність контролю шва;

5) залежність якості шва від кваліфікації зварника (у разі ручного зварювання).

5.3. Види зварних з'єднань і типи зварних швів

Залежно від взаємного розміщення частин зварного з'єднання розрізняють такі види з'єднань (рис. 5.1):

1) стикові (а);

2) напусткові (б);

3) таврові (в);

4) кутові (г).

У курсі деталей машин звичайно вивчають два типи зварних швів (рис. 5.1):

1) стикові (А);

2) кутові (Б).

Таврові та кутові з'єднання можуть виконуватися стиковими або кутовими швами.

Рисунок 5.1 – Види зварних з'єднань і типи зварних швів

5.4. Стикові з'єднання

Схема стикового з'єднання зображена на рис. 5.2. Такі з'єднання можуть сприймати поздовжні та поперечні сили, обертальні та згинальні моменти.

Рисунок 5.2 – Схема стикового з'єднання

У перерізі стикового з'єднання (рис. 5.1) виділяють:

1) зварний шов;

2) зону сплавлення;

3) зону термічного впливу;

4) основний матеріал.

Установлено, що при якісному виконанні зварювання руйнування з'єднання стальних деталей відбувається головним чином у зоні термічного впливу. Тому в розрахунки на міцність закладають геометричні параметри цієї зони.

Умова міцності для стикових швів

σ' ≤ [σ'] ,

де σ' – напруження у шві (зоні термічного впливу), які визначають за формулами опору матеріалів;

[σ'] – допустиме напруження для зварного з'єднання, яке залежить від допустимого напруження для основного металу, типу зварювання та електрода, режиму навантаження.

Дефекти стикового шва бувають такими (рис. 5.3):

1 – непровар; 2 – підріз; 3 – шлак; 4 – газ.

У розрахунках зварних з'єднань дефекти швів не враховують.

Рисунок 5.3 – Дефекти стикового шва

5.5. Напусткові з'єднання

Напусткові з'єднання виконуються кутовими швами з розрахунковим перерізом у вигляді прямокутного трикутника (рис. 5.4).

Рисунок 5.4 – Зварний кутовий шов

Залежно від співвідношення катетів розрізняють шви:

1) нормальний (k₁ = k₂);

2) посилений (k₁ : k₂ = 2:1– 3:1);

3) увігнутий, який отримують глибоким проплавленням або механічною обробкою;

4) випуклий, який не потрібно застосовувати, бо знижується міцність з'єднання.

Навантажувальна здатність конструкцій із посиленими та увігнутими швами завдяки меншій концентрації напружень (плавніший перехід від однієї деталі до іншої) вища, ніж у з'єднань з нормальним швом.

Залежно від розміщення щодо навантаження у напусткових з'єднаннях розрізняють такі кутові шви (рис. 5.5):

1) лобовий (поперечний, що утворює кут 90° з лінією дії сили);

2) фланговий (поздовжній, паралельний лінії дії сили);

3) скісний (під кутом до цієї лінії);

4) комбінований, що складається з лобового та флангових швів.

Уздовж лобових швів навантаження, а відповідно і напруження, розподіляються рівномірно (рис. 5.5). Уздовж
39
флангових швів навантаження розподіляються нерівномірно, тому довжину флангових швів обмежують (≈50 k).

Рисунок 5.5 – Напусткове з'єднання

Особливості конструювання напусткових з'єднань такі:

1) катет шва повинен бути менше мінімальної товщини двох зварюваних деталей (k ≤ S_min);

2) напуск с ≥ 4 k ;

3) шви мають бути з двох боків з'єднання (рис. 5.5);

4) довжина шва l ≥ 30 мм для зниження впливу початку та кінця шва як менш якісних на міцність з'єднань;

5) довжина флангового шва l_ф ≤ (50– 60) k .

5.6. Розрахунок на міцність з'єднань з кутовими швами

Розрахунки на міцність усіх зварних з'єднань, виконаних кутовими швами, виконують за дотичними напруженнями зрізу, які виникають у площині бісектриси прямого кута (рис. 5.4) незалежно від діючого навантаження.

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

τ' = ∑ τ_і' ≤ [τ'] ,

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

5.7. Паяні з'єднання

Паяння на відміну від зварювання здійснюється без розплавлення з'єднуваних деталей (температура нагрівання не перевищує 1000 ºС). Зв'язок між елементами при паянні забезпечується силами молекулярної взаємодії поверхонь деталей із присадним матеріалом – припоєм.

Конструкції паяних з'єднань подібні до зварних, а розрахунки паяних з'єднань на міцність аналогічні зварним із стиковими швами.

На відміну від зварювання паяння дозволяє з'єднувати деталі не тільки з однорідних, а й неоднорідних матеріалів, наприклад: сталь з алюмінієм, метали з керамікою, склом, фарфором, пластмасами.

Паяні з'єднання не потребують додаткової механічної обробки і забезпечують суттєве зниження маси та вартості конструкції.

Теми для додаткового самостійного вивчення

1. Основні способи зварювання.

2. Особливості конструювання зварних з'єднань.

3. Конструктивно-технологічні шляхи підвищення міцності зварних з'єднань.

4. Розрахунки зварних з'єднань на міцність.

Лекція 6

МЕХАНІЧНІ ПЕРЕДАЧІ

6.1. Функціональне призначення передач

Схема машинного агрегату зображена на рис. 6.1.

Рисунок 6.1 – Схема машинного агрегату

Зі схеми випливає, що передачами називають механізми, які служать для передавання руху (енергії) на відстань від двигуна до робочої машини. При цьому розв'язують такі задачі :

1) зниження або підвищення кутової швидкості обертання;

2) ступінчасте або безступінчасте регулювання швидкості робочого органа;

3) зміна напрямку руху або реверсування (реверс – зміна напрямку руху на зворотний);

4) перетворення обертального руху на поступальний, гвинтовий тощо;

5) приведення в дію одним двигуном кількох виконавчих механізмів.

Приводом некерованим називають сукупність двигуна та передачі. Привод керований – це двигун, передача і система контролю та керування.

У машинобудуванні використовують різні види передач: механічні; гідравлічні; пневматичні; електричні; комбіновані, наприклад, гідромеханічні.

У курсі деталей машин вивчають лише механічні знижувальні передачі обертального руху. Кожна така передача (механізм) має, як мінімум, два основних вала (рис. 6.2):

1) вхідний (ведучий, швидкохідний);

2) вихідний (ведений, тихохідний).

Рисунок 6.2 – Схема ступеня механічної знижувальної передачі обертального руху

Два вала і посаджені на них деталі, що зв'язані між собою, утворюють ступінь передачі. Головні параметри валів ступеня:

- Р₁ , Р₂ – потужності на вхідному і вихідному валах;

- ω₁ , ω₂ – кутові швидкості обертання ведучого і веденого валів;

- Т₁ , Т₂ – обертальні моменти швидкохідного і тихохідного валів.

Співвідношення між цими параметрами для механічної знижувальної передачі обертального руху такі:

Р₁ > Р₂ , ω₁ > ω₂ , Т₁ < Т₂ , Р_і = Т_і ω_і.

6.2. Класифікація механічних передач

Механічні передачі обертального руху поділяють за кількома ознаками.

За способом передавання руху бувають:

1) передачі зачепленням:

а) з безпосереднім контактом (зубчасті, черв'ячні та ін.);

б) з проміжним гнучким зв'язком (ланцюгові, зубчасто-пасові);

2) передачі тертям:

а) з безпосереднім контактом (фрикційні);

б) з гнучким зв'язком (пасові).

Залежно від характеру зміни кутової швидкості веденого вала розрізняють:

1) знижувальні передачі (наприклад, редуктори), в яких
ω₁ > ω₂ ;

2) підвищувальні (наприклад, мультиплікатори), в яких
ω₁ < ω₂ .

Причому ω₂ може змінюватися ступінчасто (в коробкахшвидкостей) або плавно в певній межі ω_2min ≤ ω₂ ≤ ω_2max
(у варіаторах).

За розміщенням осей валів передачі бувають:

1) з паралельними осями валів (циліндричні);

2) з перетинними осями валів (конічні);

3) з перехресними осями валів (черв'ячні та ін.).

За характером руху валів розрізняють:

1) прості передачі, в яких осі валів нерухомі у механізмі;

2) планетарні, диференціальні, в яких осі валів переміщуються у просторі.

За числом ступенів:

1) одноступінчасті;

2) багатоступінчасті.

За конструктивним виконанням:

1) закриті, які працюють у маслі;

2) відкриті.

6.3. Основні параметри передач

Усі параметри (характеристики) передач можна розподілити на чотири групи: геометричні; кінематичні; силові та енергетичні.

Геометричні параметри

Осн

Читайте також:

1. II. Поняття соціального процесу.
2. V. Поняття та ознаки (характеристики) злочинності
3. VІІІ. Проблеми та перспективи розвитку машинобудування.
4. А/. Поняття про судовий процес.
5. Адміністративний проступок: поняття, ознаки, види.
6. Адміністративні провадження: поняття, класифікація, стадії
7. Аеродинамічні властивості колісної машини
8. Акти застосування юридичних норм: поняття, ознаки, види.
9. Аналіз службового призначення деталей та конструктивних елементів обладнання харчових виробництві, визначення технічних вимог і норм точності при їх виготовленні
10. Аналіз ступеня вільності механізму. Наведемо визначення механізму, враховуючи нові поняття.
11. Аналогові обчислювальні електронні машини.
12. АРХІВНЕ ОПИСУВАННЯ: ПОНЯТТЯ, ВИДИ, ПРИНЦИПИ І МЕТОДИ

Переглядів: 8910