ДМ для заочников

ПРЕДИСЛОВИЕ
Курсы «Детали машин и основы конструирования», «Механика. Детали машин» и «Прикладная механика» завершают общетехническую подготовку студентов. Изложение этих курсов базируется на знаниях, приобретённых студентами при изучении общеинженерных дисциплин: инженерной графики, математики, теоретической механики, сопротивления материалов и др.
Основная цель предлагаемого пособия - помочь студентам усвоить все разделы и темы курса, подготовиться к выполнению курсового проекта и сдаче экзамена по деталям машин. Пособие рекомендуются в качестве первичной литературы по курсу. Здесь приведены сведения по основным разделам, изложена суть наиболее сложных тем, даны рекомендации о порядке изучения материала. Оно не заменяют учебную и специальную методическую литературу:
Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. М., 2003. 408 с.
Решетов Д.Н. и др. Детали машин. Под ред. О. Ряховского. М., 2002. 544 с.
Воскресенский В.Е., Зарецкий В.В. Проектирование электромеханического привода конвейера: Учебное пособие по курсовому проектированию. СПб.: ИПОЛТА, 2006. -140 с.
Любая машина состоит из деталей и узлов, соединённых между собой в определённом порядке. Все детали машин можно разделить на две группы: детали' общего и детали специального назначения. Здесь рассматриваются только детали машин общего назначения в следующих разделах пособия:
1. Основы проектирования машин, механизмов и их деталей.
2.Механические передачи для преобразования вращательного движения (передачи трением, передачи зацеплением, рычажные и другие механизмы).
3. Несущие и базирующие узлы и элементы машин (валы и оси, муфты для соединения валов, подшипники, корпусные детали и рамы).
4. Соединения деталей машин (подвижные и неподвижные, разъёмные и неразъёмные соединения).
Наиболее важными и сложными являются разделы Основы проектирования машин, механизмов и их деталей и Механические передачи для преобразования движения, на них и следует обратить особое внимание при изучении. В начале каждой темы приведены общие рекомендации по её изучению. Так, для усвоения расчётов деталей машин надо предварительно уяснить понятие «критерий работоспособности», для выполнения расчёта приводов машин следует знать, что включает в себя расчёт привода и как производить расчёт его элементов. После изучения общих положений курса расчёт и проектирование конкретных деталей и узлов машин можно усвоить гораздо быстрее и глубже.
Основной задачей курса является приобретение студентами навыков расчёта и конструирования механических передач, узлов и соединений, применяемых в оборудовании соответствующих специальности производств. Это подготавливает студентов для успешной работы при изучении специальных дисциплин.

ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие. . 3
1. Основы проектирования машин, механизмов я их деталей .4
1.1. Машины и механизмы. Их классификация и качество...4
1.2. Поведение материалов и конструкций при нагружении.....9
1.3. Методы проектирования машин.................21
1.4. Расчёт и проектирование деталей машин...32
2. Механизмы для передачи и преобразования вращательного движения...44
2.1.Механические передачи и их характеристики.44
2.2.Ремённые передачи . .......................................................................... 45
2.3.Цепные передачи.............................................................................................50
2.4.Фрикционные передачи. 53
2.5.Зубчатые передачи ............................................................56
2.6.Червячные передачи ............................................................65
3. Валы и оси. Опоры валов-подшипники. Муфты для соединения валов69
3.1.Валы и оси ..69
3.2.Опоры валов и осей-подшипники..71
3.3. Муфты для соединения валов...76
4. Соединения деталей машин и аппаратов .77
4.1.Соединения разъёмные -резьбовые, шпоночные и шлицевые....77
4.2.Соединения неразъёмные - сварные и заклёпочные ...81
4.3.Соединения посадками-подвижные и неподвижные...85
Заключение. Основные методы повышения ресурса деталей машин..87
Вопросы для самопроверки .. .89
Задачи на расчёт параметров посадок в соединениях деталей машин 91
Приложение. ЕСДП.
Рекомендуемые посадки и предельные отклонения..93


















1. ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН, МЕХАНИЗМОВ И ИХ ДЕТАЛЕЙ
История создания и использования машин насчитывает 25 веков. Примитивные зубчатые колеса, винты, кривошипы, полиспасты были известны ещё до Архимеда (287...212 гг. до н.э.) из города Сиракузы на острове Сицилия. Архимед установил свойства рычага (известно его изречение: «Дайте мне, где стать, и я сдвину Землю»), открыл закон гидростатики, изобрёл червячную передачу, решил задачу спуска построенного корабля на воду и извлечения его из воды... Он был убит римлянином при взятии Сиракуз. «Не трогай моих чертежей!» - воскликнул Архимед, увидев перед собой воина с поднятым мечом.
«Как верно то, что один человек, один разум, надлежаще подготовленный к своему предприятию, стоит целого войска и работает необычайно успешно!». Так писал в 212 году до н.э. древнеримский историк Полибий, рассказывая о работах великого Архимеда, гениального инженера, умевшего метать из катапульт огромные камни во вражеские корабли, строившего подъёмные краны, которые захватывали эти корабли крюками, поднимали их из воды, переворачивая вверх килем, и бросали обратно в море. Точное описание машин, придуманных Архимедом, до нас, к сожалению, не дошло.

1.1. Машины и механизмы. Их классификация и качество
ТЕРМИНЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ. Механика (от греч. mechanike - «искусство построения машин») - наука о перемещении тел в пространстве и происходящих при этом взаимодействиях между ними. В настоящее время все основные рабочие процессы осуществляются механизмами и машинами.
Механизм - система деталей для преобразования одного вида движения в другой с изменением скоростей, сил и вращающих моментов, а иногда и законов движения (например, редуктор, кривошипно-ползунный механизм, механизм подъёма грузоподъёмного крана и др.). Кривошипно-ползунный механизм (рис. 1) - один из самых распространённых рычажных механизмов. При вращении кривошипа 2 ползун 4 совершает возвратно-поступательное, а шатун 3 - сложное плоскопараллельное движение. Стойка 1 является неподвижным звеном. Его применяют как для преобразования вращательного движения кривошипа 2 в возвратно-поступательное движение ползуна 4 (например, механические ножовки, поршневые насосы) или, наоборот, возвратно-поступательного движения ползуна во вращательное движение кривошипа (двигатель внутреннего сгорания).
Машина - устройство для преобразования энергии, материалов и информации с целью облегчения труда человека. В более узком смысле машина - это система, осуществляющая механическое движение, необходимое для выполнения рабочего процесса. Машина состоит из механизмов, которые преобразуют движение, однако движение нужно сначала получить, а затем использовать. Ещё Леонард Эйлер установил, что машина обязательно должна иметь двигатель, который производит движение, и посредством механизмов преобразует и передаёт его дальше, к исполнительному механизму, выполняющему необходимую работу. Для приведения двигателя в движение необходимо приложение силы. В качестве источника силы сначала использовали энергию человека и животных, затем энергию воды, ветра, тепла, электричества и т.д.


Рис. 1. Схема кривошипно-ползунного механизма

Таким образом, основными частями машины являются двигатель, передаточный и исполнительный механизмы, а также система управления. На рис. 2 показана блок-схема машины.

Рис. 2. Блок-схема машины
Машины и механизмы состоят из соединённых между собой деталей и узлов. Деталь - часть машины, изготовляемая без сборочных операций (винт, гайка, шайба, литая станина станка). Узел - сборочная единица, состоящая из деталей или простых узлов (подшипник качения, муфта, вал с сидящими на нём деталями). Из различных деталей почти двухсот наименований можно собрать около 5000 механизмов.
Привод машины - устройство, которое состоит из двигателя, передаточного механизма и системы управления.
Кратко можно сформулировать основные этапы эволюции машин:
1-й этап - от изобретения первых механизмов до середины XIX века - машина в основном заменяет физическую силу человека путём применения блока, полиспаста, ворота и винта. Машин с исполнительным механизмом техника тогда ещё не имела - их заменяли инструменты, приводимые в движение рукой ремесленника. В качестве источника энергии применялся «двигатель» в виде силы тяги животного или человека.
2-й этап - с середины XIX до середины XX века - в промышленность вводят машины, включающие в себя двигатель, передаточные механизмы и исполнительный механизм, который захватывает продукт труда и целесообразно его изменяет. Машина заменяет физическую силу человека и его умение. Развивается станкостроение, изобретены электродвигатели и способы передачи электроэнергии на расстояние, таким образом, производство освободилось от привязанности к источнику энергии. В состав машины дополнительно входят элементы регулирования и управления.
3-й этап - с середины XX века по настоящее время - машина заменяет не только физическую силу человека, но и его умение. В структуру машины вошли элементы искусственного интеллекта.

КЛАССИФИКАЦИЯ МАШИН И МЕХАНИЗМОВ.
В зависимости от выполняемых функций различают:
энергетические машины, преобразующие в энергию механическую иные виды энергии и наоборот (двигатели внутреннего сгорания, электродвигатели, электрогенераторы, турбины и др.);
технологические и транспортные машины, которые изменяют свойства, форму, состояние материалов и положение объектов труда (металлорежущие станки, конвейеры, подъёмные краны, самолёты и т.д.);
информационные машины, предназначенные для получения и преобразования информации (компьютеры и другие машины, выполняющие контрольно-измерительные операции, функции регулирования и управления технологическими процессами).
Классификация механизмов по конструктивным признакам:
рычажные (например, кривошипно-ползунный механизм);
фрикционные (колесо - дорога; колесо - рельс);
зубчатые (передачи с зубчатыми колёсами);
кулачковые (однозубое колесо и толкатель);
с гибкими звеньями (ремённая и цепная передачи, полиспаст);
винтовые (передача винт-гайка, домкрат, червячная передача, турбина);
комбинированные.
Инженер и его деятельность. Инженер - представитель одной из самых распространённых профессий. В СССР было более 10 млн. дипломированных инженеров. Слово «инженер» имеет в основе латинское «ingenium» - ум, способности, одарённость, проницательность. Сущность деятельности инженера - решение конкретных производственных задач, дающих наиболее экономичный, эффективный и качественный результат.
Большинство инженеров остаются верными нескольким важным ценностям, которые не слишком популярны в настоящее время, Главные из них - это объективность и ответственность. Инженеры имеют дело не только с людьми со всеми их слабостями и прихотями, но и с физическими явлениями. Если с людьми можно спорить и в некоторых случаях обмануть, то спорить с физическими явлениями бесполезно. Вопрос не в том, что вы делаете, вопрос в том, как вы это делаете.
Какие качества важны для инженерной деятельности?
умение по-новому взглянуть на предмет, явление, проблему, т.е. быть новатором;
владение методами решения инженерных задач, математическим аппаратом, навыками научного, логического мышления;
умение делать эскизы и чертежи, слушать и излагать свои мысли. «Кто ясно мыслит, - ясно излагает».
ОСНОВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ КАЧЕСТВА МАШИН. Качество машины это совокупность свойств, определяющих степень её пригодности для использования по назначению. Качество машины можно характеризовать такими показателями: надёжность и долговечность; эксплуатационные и потребительские свойства; технологичность; эстетические и эргонометрические показатели; степень стандартизации и унификации.
Надежность одно из свойств качества продукции. Это свойство проявляется в процессе использования изделий по назначению и зачастую рассматривается как свойство изделия сохранять качество (значения основных эксплуатационных и потребительских характеристик) во времени, в течение задаваемой продолжительности. Надежность является комплексным свойством и включает свойства безотказности, долговечности, ремонтопригодности и сохраняемости. В зависимости от вида изделия его надежность может включать только часть составных свойств надежности. Так, например, если изделие не подлежит ремонту (кинескоп телевизора, подшипник качения и др.), то для таких изделий важно только свойство безотказности, а для подлежащих длительному хранению еще и свойство сохраняемости.
Безотказность свойство объекта непрерывно сохранять работоспособное состояние в течение некоторого времени или наработки. Наработка это временное понятие, служащее для количественной оценки надежности объекта и характеризует продолжительность или объем работы объекта. Она может измеряться в часах, числом циклов нагружения, километрах пробега и других величинах, определяемых специфическими особенностями изделия. Различают наработку до отказа, между отказами, до предельного состояния.
Долговечность свойство объекта сохранять работоспособное состояние изделия до предельного состояния при установленной системе технического обслуживания и ремонта.
Объект может перейти в предельное состояние, оставаясь работоспособным, если, например, его дальнейшее применение по назначению станет недопустимым по требованиям безопасности, экономичности и эффективности.
Ремонтопригодность свойство объекта, заключающееся в приспособленности к восстановлению работоспособного состояния путем технического обслуживания и ремонта.
Этот термин эквивалентен международному термину «приспособленность к поддержанию работоспособного состояния»; включает в себя приспособленность объекта к техническому обслуживанию, к предупреждению и обнаружению отказов и повреждений, а также причин, их вызывающих.
Сохраняемость свойство объекта сохранять в заданных пределах значения параметров, характеризующих способности объекта выполнять требуемые функции до и после хранения и (или) транспортирования.
Надёжность основной показатель качества изделия. Надёжность и долговечность можно оценить техническим ресурсом, заданным сроком службы в часах, числом километров пробега, вероятностью безотказной работы, коэффициентами готовности и использования и др. Эксплуатационные и потребительские свойства машин характеризуются производительностью, мощностью, расходом топлива, удобством монтажа и обслуживания, себестоимостью производства, эксплуатационными издержками и т.д. Последние группы приведенных показателей качества машин трудно оценить количественно.
Надёжность это вероятность безотказной работы в течение заданного срока службы в определённых условиях. Надёжность характеризуется основными состояниями (работоспособность, исправность, неисправность) и событиями (отказы и сбои).
Работоспособность - это состояние изделия, при котором оно способно выполнять заданные функции, сохраняя значение заданных параметров в установленных документацией пределах. Работоспособность деталей машин, в основном, определяется сохранением прочности, сопротивлением усталостному разрушению и изнашиванию.
Отказ - событие, заключающееся в полной или частичной утрате работоспособности. Отказы делят на отказы функционирования (например, в связи с поломкой зубьев колёс происходит внезапный отказ) и отказы параметрические (например, постепенная потеря точности станка).
Надёжность изделий в зависимости от их вида может оцениваться частью или всеми показателями надёжности. Так, показателями безотказности являются: вероятность безотказной работы, средняя наработка до отказа, средняя наработка на отказ, интенсивность отказов и т.д. Показатели долговечности - технический ресурс (часы работы, километры пробега, единицы выпускаемой продукции), срок службы и т.д. Показатели ремонтопригодности и сохраняемости - вероятность восстановления, сроки сохраняемости, коэффициент технического использования, коэффициент готовности и т.д.
Надёжность определяется методами расчёта, оценивания или прогнозирования. Учитывая большое разнообразие видов и модификаций типовых узлов машин и существенное различие режимов их работы, результаты расчёта надёжности носят лишь ориентировочный характер и ими, как правило, пользуются на стадии проектирования. Уточнение значений показателей надёжности проводится на этапах освоения конструкции и технологии изготовления, а также на этапах производства и эксплуатации. Это связано с проведением соответствующих пробных испытаний или эксплуатационных наблюдений.
Вероятность безотказной работы Р
· изделия при последовательном соединении п отдельных независимых элементов выражается произведением Р
· = Р2
·Р2
·Рг
·
·
·...
·Рn=13 EMBED Equation.3 1415. Например, при количестве элементов п = 100 и вероятности безотказной работы каждого отдельного элемента Рi = 0,99 имеем Р
·= 13 EMBED Equation.3 1415 = 0,99100 = 0,37.
Выводы из этого расчёта:
чем больше элементов, тем меньше надёжность изделия;
надёжность системы всегда меньше надёжности самого ненадёжного её элемента.
Для повышения надёжности машины необходимо работать над повышением надёжности её деталей и их соединений. На первый план при этом выступают инженерные методы расчёта деталей машин и такие мероприятия по повышению надёжности, как: уменьшение напряжённости деталей; применение термической и химико-термической обработки; обеспечение хорошей смазки; постановка предохранительных устройств от перегрузок; использование стандартных элементов; параллельное соединение элементов и резервирование.
Одними из главных эксплуатационных и потребительских свойств машин являются эффективность и функциональность. Очень полезно знать, например, какая доля энергии, подводимой к машине, преобразуется затем в полезную работу. Эта доля носит название коэффициента полезного действия (КПД) и представляет одну из главных энергетических характеристик машины. Столь же ценно уметь сравнивать массы и стоимость различных типов машин. Машины должны быть функциональными, то есть они должны не просто работать, а работать должным образом.
По силам ли студентам немашиностроительных специальностей курс «Детали машин»? Конечно, да, если учащиеся умеют выполнять чертежи, усвоили основы сопротивления материалов и имеют понятия о машиностроительных конструкционных материалах.
В Средние века многие студенты университетов с трудом добирались до 5-й теоремы первой книги «Начал» Эвклида - о том, что в равнобедренном треугольнике углы при основании равны. Что касается последней теоремы той же книги - теоремы Пифагора, доступной теперь 11-летним школьникам, то до неё доходили только магистры, в связи с чем она и получила название «магистерской». Этот пример показывает, что со временем люди сумели «приручить» трудные понятия и идеи, сделать малодоступное постижимым и понятным. Поэтому образование и наука всегда остаётся посильной для новых поколений.
Однако настоящее образование - только САМОобразование. Любое обучение - только стимул к самообучению. Как бы ни трудились педагоги, преподнося учащимся духовные деликатесы, как бы ни разжёвывали, усвоить их или извергнуть - дело обучающихся и только их. Как говорят на Востоке: можно подогнать ишака к воде, но пить его не заставит даже шайтан.

1.2. Поведение материалов и конструкций при нагружении
ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ ТЕОРИИ УПРУГОСТИ. Теория упругости, как предмет о поведении материалов и конструкций под действием нагрузок, зародилась в середине XVII века.
Конструкция - это любое материальное образование, предназначенное для восприятия и выдерживания нагрузок. Разработка и изучение конструкций - одна из традиционных областей науки и техники. Конструкции выполняют из определённых материалов, поэтому далее речь пойдёт как о конструкциях, так и о материалах. Поскольку при разрушении машин как инженерных конструкций возможны человеческие жертвы, поведение конструкторских разработок необходимо исследовать очень тщательно. Современная техника должна работать надёжно и эффективно, а это немыслимо без грамотного расчёта конструкций.
Теория упругости - это наука о соотношениях между силами и смещениями в материалах и конструкциях. Если в конструкции или детали после снятия нагрузок остаточных изменений формы не происходит, то такое поведение называют упругим. Если форма твёрдых тел полностью не восстанавливается, и они остаются деформированными после снятия нагрузки, - такое поведение называют пластичным. Детали машин и механизмов должны быть упругими.
Почему мы не проваливаемся сквозь пол? Ответ на этот вопрос вовсе не так очевиден, как кажется, ибо вопрос оказался слишком трудным даже для Галилея. Первым ответил на него Роберт Гук: во всех случаях сила в каждой точке конструкции должна быть уравновешена другой силой, равной ей по величине и противоположной по направлению.
Ещё в 1676 году Р. Гук отмечал, что:
сопротивление твёрдых тел силам тяжести или другим механическим нагрузкам создаётся посредством сил противодействия;
под механическим воздействием всякое твёрдое тело меняет свою форму;
именно это изменение формы и позволяет твёрдому телу создавать силу сопротивления.
А в 1687 г. Ньютон сформулировал основной закон механики: действие равно противодействию по величине и противоположно ему по направлению. Это означает, что каждая сила должна быть сбалансирована точно такой же по величине силой противоположного направления. При этом природа сил не имеет значения.
Галилео Галилей (1564... 1642 гг.) - великий итальянский астроном, физик и механик, один из основоположников естествознания. Открыл закон инерции, законы падения тел, колебаний маятника и т.д. В книге «Диалог о двух главнейших системах мира, Птолемеевой и Коперниковой» (1632) блестяще развил учение Н.Коперника. В 1633 году, почти 70-ти лет, был проклят церковью, и после своего знаменитого отречения, что Земля обращается вокруг Солнца, был удалён на виллу возле Флоренции. Живя там под домашним арестом, он стал изучать сопротивление материалов, полагая, что это наиболее безопасный и наименее крамольный предмет, который только можно было тогда себе представить.
Роберт Гук (1635...1703 гг.) - английский учёный, один из основателей Академии наук - Лондонского Королевского общества (1662 г.). В 1660 г. сформулировал закон, который гласит: каково растяжение, такова и сила. Среди изобретений Р. Гука применяющихся и поныне, шарнир Гука - универсальное соединение, используемое в передачах автомобиля; ирисовая диафрагма для фотокамер; он сконструировал барометр и гигрометр, сделал водолазный колокол и многое другое.
Исаак Ньютон (1643... 1727 гг.) - гениальный английский физик, механик, астроном и математик. В 1672 г. был избран членом Лондонского Королевского общества, а в 1703 г. стал его президентом. В 1687 г. вышел главный труд Ньютона «Математические начала натуральной философии», в котором сформулированы три основные закона классической механики: закон инерции, известный ещё Галилею; закон пропорциональности приложенной к телу силы и вызванного действием силы ускорения и закон равенства действия и противодействия.
Взгляд Ньютона на мир был, конечно, шире, чем многих учёных, но его интересы в науке лежали далеко от практики. Немало времени Ньютон потратил и на размышления теологического порядка. Ньютон как никто из плеяды великих личностей агрессивно относился к своим научным противникам. Жаркими баталиями сопровождались споры по кардинальным научным вопросам между Ньютоном и таким талантливым учёным, как Роберт Гук. Так случилось, что после смерти Гука Ньютону довелось прожить ещё 25 лет, и значительную часть этого времени он посвятил очернению памяти Гука и прикладных наук.
Поскольку авторитет Ньютона в научном мире был непререкаем, такие дисциплины, как расчёт конструкций, не обрели популярности в течение многих лет даже после смерти Ньютона. В течение всего XVIII века какие-либо расчёты для практических целей были едва ли возможны и конструкции того времени создавались кустарными методами. Однако одной из причин столь долгого застоя в теории упругости было то, что тогда учёные (и Гук в том числе) рассматривали конструкцию целиком, вместо того, чтобы перейти к силам и деформациям, которые существуют в каждой точке внутри материала. Концепция упругости материала в точке сводится к понятию о напряжении и деформации, которая в 1822 году впервые была сформулирована в обобщённом виде Огюстом Луи Коши.
После этого появилась надежда, что теория упругости, станет орудием в руках инженеров. Когда в XIX веке инженеры, наконец, ознакомились с работами Коши, то обнаружили, что, усвоив основные понятия о напряжениях и деформациях, можно сразу упростить все исследования по расчёту конструкций.
Огюст Луи Коши (1789... 1857 гг.) - французский математик, член Парижской Академии наук. Ему принадлежат исследования по теории чисел, алгебре, геометрии. В работах по теории упругости Коши рассматривал тело как сплошную среду и оперировал напряжением и деформацией, отнесённой к каждой точке. Однако он подвергся нападкам в научном споре с другими французскими математиками во главе с Луи Пуансо относительно выдвинутой им в теории упругости понятия напряжения. Вредный Пуансо наотрез отказался воспринять «нелепую», на его взгляд, теорию Коши. «У него там какое-то косое давление!» - публично съязвил он. Однако спустя некоторое время Коши, как изобретателю напряжения и деформации, был заслуженно пожалован титул барона.

НАПРЯЖЕНИЕ И ДЕФОРМАЦИЯ, ПРОЧНОСТЬ И ЖЁСТКОСТЬ.
На все детали конструкции во время их работы действуют внешние силы (сила тяжести, центробежные силы и т.д.). Под действием приложенных сил детали в той или иной степени меняют свою форму и размеры, то есть деформируются, поскольку абсолютно твёрдых, не деформируемых тел в природе не существует. В результате деформации в телах появляются внутренние силы упругости, распределённые по всей площади поперечного сечения тела.
К представлению о напряжениях был очень близок ещё Галилей, который в книге «Две новые науки» указывал, что растягиваемый стержень имеет прочность, которая при постоянстве остальных условий пропорциональна площади его поперечного сечения. Так, если стержень с поперечным сечением 2 см2 разрывается при нагрузке 1000 кгс, то стержень сечением 4 см2 разрывается при нагрузке 2000 кгс.
Однако потребовалось почти два столетия, чтобы разделить разрушающую нагрузку на площадь поверхности в месте разрыва, дабы получить величину, называемую разрушающим напряжением (в приведенном случае 500 кгс/см2) и относящуюся ко всем стержням из того же материала. Коши показал, что такое представление о напряжении можно использовать не только для того, чтобы предсказать разрушение материала, но и для общего описания состояния тела в любой его точке.
В то время как напряжение говорит о том, насколько интенсивно принуждаются к расхождению в данной точке твёрдого тела атомы, деформация свидетельствует о том, как далеко этот процесс расхождения зашёл, то есть каково относительное растяжение (или сжатие) межатомных связей. В реальных материалах напряжения и деформации всегда возникают одновременно.
В зависимости от направления действия приложенных сил в детали могут возникать различные виды деформаций (рис. 3): растяжение, сжатие, сдвиг (срез), смятие, кручение, изгиб, контактное сжатие.
Растяжение и сжатие. Во многих деталях стержневой формы (штоки прессов, шатуны и пр.) основная нагрузка действует вдоль оси стержня, который при этом растягивается или сжимается. Количественно напряжение в заданной точке определяется отношением силы, приходящейся на небольшую площадку в окрестности этой точки, к величине этой площадки. Например, при растяжении стержня (рис. 3, а) напряжение в сечении, перпендикулярном действию силы F, составит
·=F/S Н/мм2, где S - площадь поперечного сечения образца. Растягивающее и сжимающее напряжения о называют нормальными, поскольку они действуют по нормали к некоторой площадке. Если в стержне имеется ослабление, например, в виде отверстия, то в расчёт следует вводить минимальную площадь сечения (площадь нетто).
При деформации тела взаимное положение его отдельных точек меняется, точки получают перемещения. Если стержень длиной l0 под действием силы F удлинился на величину
·l, то линейная деформация, или относительное удлинение стержня, составит
· =
·l/ l0.
Различают упругую и остаточную деформации. Деформация, полностью исчезающая после прекращения действия внешних сил, называется упругой. Если после снятия нагрузки тело не восстанавливает прежней формы, то говорят об остаточной, пластической, деформации. Характер деформации зависит от величины действующей силы, размеров тела и механических свойств материала.
При построении диаграмм растяжения для металлов и многих других твёрдых тел обнаружено, что при небольших напряжениях кривые деформирования имеют прямолинейные участки (рис. 4). Экспериментально установлено, что до определённых пределов относительное удлинение пропорционально напряжению, т.е.
· =
· / Е. В этих случаях о материале говорят, что он «подчиняется закону Гука». Отношение
· / Е носит название модуля упругости, или модуля Юнга. Модуль Юнга характеризует жёсткость материала, является для него постоянной величиной и обозначается Е. Таким образом, E =
· /
·. Кстати, слово «модуль» в переводе с латинского означает «малая мера».


Рис.3. Основные виды деформации
(пунктиром показана начальная форма образца)



Рис. 4. Диаграммы деформирования при растяжении некоторых материалов: а - разрушение образца; б - деформации в пределах упругости
Томас Юнг (1773... 1829 гг.) - английский физик. Ему принадлежат важные работы по волновой теории света, цветового зрения, механики и др. Модуль упругости впервые введён им в 1807 году. Формально модуль Юнга - это напряжение, требуемое для 100%-ного удлинения материала. Например, для стали Е = 2,1-105 Н/мм2, а для резины - всего 7 Н/мм2.
При деформации сжатия (рис. 3,б) применимы те же формулы, что и при растяжении, однако сжимающее напряжение считают отрицательным. Длина стержня при сжатии уменьшается, а поперечное сечение увеличивается. Модули упругости при растяжении и сжатии для большинства металлов и сплавов имеют одинаковые значения, но, например, для свинца, серого чугуна, а также для древесины, фанеры и железобетона различные.
Если к плоской пластике (рис. 3, а) приложить некоторое растягивающее напряжение, она удлинится упругим образом и величина продольной деформации составит
·1 . Однако одновременно пластинка сократится в поперечном направлении, и величину соответствующей деформации можно обозначить
·2. Для каждого материала отношение поперечной деформации
·2 к продольной деформации
·1, есть величина постоянная. Это отношение называют коэффициентом Пуассона и обозначают буквой
·. Для большинства материалов, используемых в технике, значения коэффициента Пуассона лежат между 0,20 и 0,50, например, для стали v = 0,3. Таким образом, для определённого материала v=
·2 /
·1 = const.
Это обстоятельство впервые было отмечено французским математиком, механиком и физиком Симеоном Дени Пуассоном (1781. .1840 гг.). Он родился в очень бедной семье и в детстве не получил сколько-нибудь систематического образования, но в возрасте 31 года стал членом Парижской академии наук, а во Франции это одна из наивысших почестей, и он удостоился её за свои работы в области теории упругости.
Срез и смятие. В отличие от растяжения и сжатия срез (рис. 3, в) происходит при взаимном проскальзывании, то есть напряжение среза служит мерой тенденции к скольжению, к сдвигу одной части твёрдого тела относительно другой. Напряжение среза обозначают буквой т. Таким образом, если на поперечное сечение материала, имеющего площадь S, действует сила F, вызывающая срез, то касательное напряжение среза в некоторой точке материала можно рассчитать как
· = F / S Н/мм2 .
Твёрдые тела при действии напряжений сдвига (среза) тоже деформируются, а упругие свойства материала и в этом случае очень похожи на его свойства при растяжении или сжатии (см. рис. 4). Деформация при сдвиге представляет собой искажение углов, измеряется в градусах или радианах и обозначается буквой у. При небольших напряжениях большинство твёрдых тел при сдвиге следует закону Гука. Наклон прямолинейного участка диаграммы характеризует сдвиговую жёсткость материала, а тангенс угла наклона называется модулем сдвига G =
· /
· и подобно модулю упругости, имеет размерность единиц напряжения, то есть Н/мм2, или МПа.
Блез Паскаль (1623... 1662 гг.) - французский математик, физик и философ (исчисление бесконечно малых, исследование арифметических рядов и т.д.). Он открыл один из основных гидростатических законов, носящий его имя: давление на поверхность жидкости от внешних сил передаётся в ней без изменения по всем направлениям (использован, например, в гидропрессе). Изобрёл и построил в 19 лет (в 1642 г.) суммирующую машину. Однако в середине XX в. эскиз вычислительной машины был совершенно неожиданно обнаружен историками науки в рукописях ... самого Леонардо да Винчи!
В работе заклёпок (см. рис. 59), шпонок и штифтов основное значение имеют деформации среза и смятия. Действительное распределение напряжений при смятии достаточно сложное, и расчёты ведут по условным напряжениям, которые определяют в предположении равномерного их распределения по площади смятия. Напряжение смятия
·см = F / S МПа, где F - сила, вызывающая смятие, Н, a S - площадь смятия, мм2.
Кручение. Валы, оси и ряд других деталей машин испытывают деформацию кручения (рис. 3, г). Если вал, имеющий частоту вращения n об/мин, передаёт вращающий мощность N кВт, то вращающий момент в поперечном сечении вала Т = 9550 N/n Н
·м. Для определения опасного сечения в валах строят эпюры вращающих и изгибающих моментов (см. рис. 46).
При кручении круглого вала в поперечном сечении его действуют касательные напряжения, распределённые по радиусу вала по линейному закону. У поверхности вала напряжения достигают максимального значения
· mах = Т / Wk МПа, где Т вращающий момент в рассматриваемом сечении, Н
·мм, Wk момент сопротивления сечения кручению, мм. Угол закручивания вала должен отвечать условию
·
· [
·].
Изгиб. Деформацию изгиба испытывают валы, оси, рельсы, балки, зубья колёс, лопатки турбин и другие детали, Внешние нагрузки при изгибе направлены перпендикулярно к оси детали и могут иметь вид внешнего изгибающего момента М (рис. 3, д), сосредоточенной силы F или распределённой по длине нагрузки q = F/l.
Для определения внутренних сил при изгибе пользуются методом сечений (см. рис. 46). Например, найдя из условий равновесия вала в целом опорные реакции, проводят мысленно через выбранную точку поперечное сечение, нормальное к оси, отбрасывают одну часть вала и рассматривают условия равновесия оставшейся части. Внутренние силы, действующие в плоскости поперечного сечения, сводятся к поперечной силе и изгибающему моменту. По величинам этих нагрузок строят эпюры поперечных сил и изгибающих моментов, а по эпюрам определяют наиболее нагруженные сечения и рассчитывают диаметры вала. Напряжения изгиба определяют по формуле
·из = М / W МПа, где М - изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н
·мм, W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.
Под действием нагрузок валы, балки и другие детали прогибаются. Величина максимального прогиба должна отвечать условию уmах
· [у].
Прочность способность конструкции выдерживать внешнее воздействие, не разрушаясь. Жёсткость - способность конструкции сопротивляться под нагрузкой упругим деформациям. Прочность и жёсткость - свойства разные. Например, сталь прочная и жёсткая, нейлон прочный, но нежёсткий, клюквенное желе - нежёсткое и непрочное.
Не следует путать прочность конструкции и прочность материала. Прочность конструкции определяется нагрузкой, которая приводит к разрушению конструкции. Эта величина известна как разрушающая нагрузка (в Ньютонах), она обычно используется только применительно к некоторой конкретной конструкции. Прочность материала характеризуется напряжением (МПа), разрушающим сам материал. Обычно величина прочности материала более или менее постоянна для всех образцов данного вещества.
Резюме. Чтобы любая деталь машины была работоспособна, она не только не должна разрушаться, но и деформации, возникающие в ней под действием нагрузок, должны быть весьма малыми и обязательно упругими. Определить минимальные размеры детали, необходимые для обеспечения её работоспособности в соответствии с действующими на деталь нагрузками и свойствами материала, из которого она изготовлена, можно методами, изучаемыми в курсе «Детали машин».

МЕХАНИЗМ РАЗРУШЕНИЯ МАТЕРИАЛА ПРИ НАГРУЖЕНИИ.
Конкретные причины потери работоспособности и критерии расчёта деталей машин общего назначения, соединений и передач будут рассмотрены ниже. Работоспособность для большинства деталей и их сопряжений определяется одним из трёх основных факторов или их сочетанием:
потерей прочности (мгновенно возникающим разрушением от единичных нагрузок);
усталостным разрушением (усталостным выкрашиванием рабочих поверхностей, появлением трещин и других признаков усталости);
износом при трении (накоплением необратимых остаточных деформаций, развивающихся во времени и вызывающих изменение формы и размеров деталей, увеличением зазоров между ними, ослабление посадок и т.д.).

1. ПРОЧНОСТЬ И КОНЦЕНТРАЦИЯ НАПРЯЖЕНИЙ. При действии растягивающих сил конструкции разрушаются иначе, чем при сжатии. Если нагружать твёрдое тело растяжением, расстояния между образующими его атомами и молекулами увеличиваются, но они могут возрастать лишь в ограниченных пределах. Если деформация стального образца превышает ~ 0,2%, химические связи ослабевают и, когда растяжение большой части межатомных связей достигает предельного значения, произойдёт разрушение материала в целом.
Если сжимать твёрдое тело, то расстояния между его атомами и молекулами будут уменьшаться, а межатомные силы отталкивания с ростом деформации сжатия будут возрастать почти безгранично. Однако обычно конструкции при сжатии всё-таки разрушаются, потому что сжимающие напряжения не могут расти беспредельно. В отличие от растянутых сжатые конструкции обладают весьма прихотливыми свойствами: разрушение их определяется формой, пропорциями и материалом самой конструкции.
Как известно, сжатие стального образца приводит к появлению напряжений сдвига, действующих под углом 45°, и именно этот сдвиг по наклонным площадкам и служит обычно причиной разрушения коротких образцов при их сжатии. Под действием касательных напряжений слои металла начинают проскальзывать (словно карты в колоде) по дислокационному механизму. Это скольжение происходит вдоль плоскостей, расположенных под углом примерно 45° к сжимающей нагрузке, и короткий металлический образец расползается, приобретая бочкообразную форму (рис. 5).
Эти сведения о напряжениях и деформациях необходимы для того, чтобы понять способы создания безопасных и эффективно работающих конструкций. Природа, создавая свои конструкции во флоре и в фауне, по-видимому, не испытывает затруднений и как инженер намного превосходит человека. Конструкторы вынуждены прибегать к расчётам или догадкам, а чаще комбинировать то и другое вместе.
Рис. 5. Разрушение металлического образца при сжатии вследствие сдвига
Анализируя ту или иную конструкцию с помощью математики, проектировщик создаёт рабочую модель исследуемого объекта. При этом конструктор надеется, что модель как математический аналог реальности, с одной стороны, имеет достаточно много общего с реальным объектом, а с другой - позволяет сделать какие-то полезные заключения. Для таких предметов, как физика или астрономия, соответствие между моделью и действительностью оказывается весьма точным. Однако для инженерных дисциплин использование математических аналогий следует применять с большой осторожностью.
Обычно имеется несколько возможных путей разрушения конструкций, но ломаются они, естественно, способом, требующим наименьших усилий, и именно об этом способе часто никто не догадывается. Интуитивное понимание возможных слабостей, присущих материалам и конструкциям, - одно из наиболее ценных качеств инженера. Никакие другие интеллектуальные свойства не могут его заменить.
Навье (1785...1836 гг.) - соотечественник О. Коши - одним из первых стал заниматься изучением напряжённого состояния нагруженных конструкций и проводить расчёт по рабочему состоянию, а не вычислял предельные нагрузки на конструкцию, как было ранее. Новый расчёт сводился к условию обеспечения прочности
·
· [
·], а допускаемые напряжения определялись опытным путём. На основании этих условий были разработаны расчёты машин и механизмов с определением сил взаимодействия деталей в машинах, тогда как ранее возможностей для таких расчётов не было. Это дало инженерам ощущение небывалой до тех пор уверенности в расчётах, свободных от всякого произвола. Механика стала наукой, способной удовлетворять нужды техники.
Как бы то ни было, но примерно с 1830 г. инженеры вынуждены были начать рассчитывать на прочность ответственные конструкции (например, крупные мосты) по условию
·mах / [n]
· [
·], где [
·] - допускаемое напряжение, a [n] коэффициент запаса прочности. Для обеспечения безопасности принимали коэффициент запаса [n] = 3...4 или даже 7...8.
Однако прочность определённой марки стали обычно изменяется лишь в пределах нескольких процентов и невозможны её колебания в три-четыре раза и более. Столь большие расхождения между рассчитанной и действительной прочностью всегда бывают вызваны иными причинами, чем колебания механических характеристик выбранной марки стали. Действительное напряжение в каком-то не известном заранее месте конструкции может намного превышать вычисленное. Поэтому о коэффициенте запаса иногда говорят как о коэффициенте незнания.
Концентрация напряжений. Почти столетие механики проводили расчёт напряжений в конструкциях, считая напряжения мало меняющимися от сечения к сечению и не обращая внимания на различные «мелочи»: небольшие отверстия, трещины и пр. В 1913 г. в Кембридже проф. К. Е. Инглис показал, что отверстия, трещины, острые углы и другие особенности поверхности существенно повышают локальные напряжения.
Такие области повышенных напряжений могут быть очень малыми, но последствия - весьма драматическими. В окрестности отверстия или надреза напряжения могут значительно превышать величину разрушающих напряжений для данного материала, даже если общий средний уровень напряжений невысок. Так, на рис. 6, б видно, что плотность траекторий напряжения увеличивается в зависимости от формы выемки, то есть в окрестностях кончика трещины локальные напряжения концентрируются до весьма больших величин.



Рис.6. Распределение напряжений растяжения в образце: а - без трещины; б - содержащем трещину
В несколько ином аспекте, этот факт был известен стекольщикам и кондитерам, иначе, зачем было бы наносить контуры выкраиваемого стекла алмазным инструментом или делать желобки в плитках шоколада, а также тем, кто имел дело с почтовыми марками и бумагой: ведь не для красоты же пробивались на них ряды дырочек. Да и опытный портной, прежде чем оторвать кусок ткани, непременно делает надрез на кромке. А вот инженеры до того времени почти не проявляли интереса к вопросам образования трещин и не считали, что они имеют какое-то отношение к инженерному делу.
Инглису удалось показать, насколько при растяжении увеличится напряжение
·кон на конце трещины или отверстия в твёрдом материале, а результаты представить в виде математической формулы
13 EMBED Equation.3 1415,
где r и L - радиус конца и длина надреза или выемки соответственно;
· - напряжение без учёта влияния выемки или надреза.
В случае полукруглой выемки или круглого отверстия, когда r = L, наибольшее напряжение, очевидно, будет равно 3
·. В случае трещин ситуация ещё более опасна, так как у трещины любой длины радиус её кончика может иметь молекулярные размеры - менее одной сотой микрометра, а потому величина 13 EMBED Equation.3 1415 оказывается очень большой. В этом случае L обозначает длину трещины, идущей от поверхности, то есть половину внутренней длины трещины. Таким образом, напряжение у кончика трещины вполне может быть в сотню или даже в тысячу раз больше, чем напряжение в других местах материала.
Результаты вычислений по формуле Инглиса применимы и к отверстиям другой формы: к амбразурам, дверям и люкам на судах, самолётах и т.д., а также и к материалам всех видов, даже к пломбам в зубах.
В 1928 г. на пассажирском пароходе «Маджестик» водоизмещением 56550 т, в то время самом большом и красивом корабле в мире, сделали дополнительный пассажирский лифт. При этом в нескольких силовых палубных перекрытиях прорубили сквозные прямоугольные отверстия с нескруглёнными углами. Где-то между Нью-Йорком и Саутгемптоном у одного из этих отверстий образовалась трещина, которая дошла по палубе до борта, опустилась по борту корабля на несколько метров, но, к счастью, застопорилась, наткнувшись на иллюминатор. Лайнер благополучно достиг Саутгемптона, и ни пассажиры, ни пресса ничего об этом не узнали. Если бы трещина распространилась немного дальше, этот пароход развалился бы пополам в открытом море, и могли бы погибнуть тысячи людей. Концентрация напряжений, т.е. неравномерное их распределение, возникает в деталях возле отверстий, галтелей, кольцевых выточек, у шпоночных и шлицевых пазов, у основания резьбы и в других местах, где резко меняется конфигурация детали, а также там, где одна деталь напрессована на другую.
Отношение наибольшего напряжения в зоне концентрации к номинальному напряжению называют коэффициентом концентрации напряжений: 13 EMBED Equation.3 1415 или 13 EMBED Equation.3 1415.


Рис. 7. Концентрация напряжений:
а - в материале, содержащем трещину; б - в зубе зубчатого колеса

Чем резче меняется форма тела, тем больше коэффициент концентрации.
В правильно сконструированных деталях машин k
·
· 2,0...2,5; в неудачных конструкциях k
· = 5...7 и выше.
Номинальные напряжения рассчитывают по формулам сопротивления материалов, а максимальные - методами теории упругости или определяют экспериментально, например, методом фотоупругости при нагружении оптически активного материала. Локальные максимальные напряжения соответствуют наибольшей частоте полос и находятся у кончика трещины (рис. 7, а) и на переходной поверхности у основания зуба (рис. 7, б).
Большие местные напряжения возникают также при передаче усилия с одной детали на другую, например, в зонах соприкосновения зубьев в месте приложения нагрузки F зубчатых колёс (рис. 7, б), в зонах контакта фрикционных катков (см. рис. 3, е), в шариковых и роликовых подшипниках и т.п. Такие напряжения называют контактными. Для обеспечения контактной прочности материалы подвергают поверхностному упрочнению, повышающему их твёрдость.
2. УСТАЛОСТНОЕ РАЗРУШЕНИЕ. Очень коварной причиной, из-за которой конструкция теряет свою прочность, является «усталость». Так называют постепенно накапливающийся эффект действия циклических нагрузок. Первые инженерные знания об усталостных эффектах появились в середине XIX в., когда было замечено, что движущиеся части машин выходят из строя при таких нагрузках, которые были бы совершенно безопасны в том случае, если бы эти детали были неподвижными. Так, чрезвычайно опасными были разрушения осей железнодорожных вагонов, которые неожиданно ломались без видимых причин после некоторого времени эксплуатации.
Механизм «усталости» проявляется в том, что при циклических нагрузках внутри кристаллической структуры металла в наиболее слабом месте детали начинается образование сначала микро-, а затем макротрещины. Это приводит к уменьшению работы разрушения металла и росту опасной трещины, даже если её длина меньше «критической». Развитие трещин идёт особенно интенсивно, если напряжения изменяются не только по величине, но и по знаку.
При испытании материалов на усталость величину знакопеременного напряжения ±
· обычно откладывают на графике (рис. 8) в зависимости от логарифма числа nц циклов нагружения, при котором произошло разрушение образца. Это график называют усталостной кривой, типичный вид которой для углеродистой стали показан на рис. 8, а.

Рис. 8. Типичная усталостная кривая: а - для стали; б - для сплавов цветных металлов
С увеличением nц разрушающее напряжение сначала падает, но после примерно миллиона циклов выходит на постоянный уровень, называемый «пределом усталости». Миллион циклов нагружения для осей автомобиля ша вагона эквивалентен пробегу порядка 3000 км, а для коленчатого вала двигателя машины примерно 10 часов работы. Существование определённого предела усталости для таких широко применяемых материалов, как стали, весьма удобно для инженерных расчётов. Если ось вагона или вал машины не разрушились после 10б ... 107 оборотов, то можно надеяться, что такая деталь буде: работать почти бесконечно.
Но усталость материала - это опасность, которая всегда нуждается в специальном рассмотрении. Сплавы цветных металлов или алюминия не имеют определённого предела усталости: их усталостная прочность непрерывно падает с ростом nц (рис. 8, б) и вследствие этого такие материалы более опасны в применении, чем стали.
3. ИЗНОС ПРИ ТРЕНИИ. До сих пор в теории упругости и связанных с нею исследованиях пользуются терминами напряжение и деформация, прочность и жёсткость, то есть, по существу, понятиями сил и перемещений. Однако сейчас всё больше склоняются к энергетической концепции. Такой подход позволяет объяснить очень многое, и его кладут в основу современных моделей прочности материалов и поведения конструкций, то есть в основу механики разрушения.
Под энергией здесь понимается способность совершать работу. Существует множество видов энергии потенциальная, тепловая, химическая, электрическая и т.д. В материальном мире всякое событие сопровождается превращением одной формы энергии в другую. Энергия не может быть создана или уничтожена, так что общее количество энергии, имевшееся до какого-либо физического процесса, остаётся таким же и после него. Этот принцип, как известно, называется законом сохранения энергии.
Способность материала или детали запасать упругую энергию и при действии нагрузки отклоняться упругим образом без разрушения называется резильянсом и является очень ценным качеством конструкции. Резильянс можно определить как количество упругой энергии, которое можно запасти в конструкции, не причиняя ей повреждений. Это важное качество для любой конструкции, так как без него она не могла бы поглощать энергию ударов: чем большим резильянсом обладает конструкция, тем лучше. (Например, зубья колёс с твёрдой поверхностью и мягкой сердцевиной.)
Движущееся тело «расходует» свою энергию не только на преодоление сопротивления окружающей среды, но и из-за наличия трения. Сила трения действует на поверхности соприкосновения тел и затрудняет их перемещение относительно друг друга. С точки зрения надёжности трению принадлежит ведущая роль в оценке энергетической эффективности машин. С одной стороны идёт борьба за уменьшение потерь на трение, за увеличение КПД, с другой - совершенствование тормозов, фрикционов и т.д. - проблемы, которые приходится постоянно решать в инженерной практике.
Различают следующие виды трения: трение покоя, трение скольжения и трение качения. Трение покоя проявляется лишь в том случае, когда тело, находящееся в состоянии покоя, приводится в движение. Коэффициент трения покоя обозначается f0. Трение скольжения возникает в результате зацепления микронеровностей и от молекулярных сил притяжения при относительном поступательном или вращательном перемещении тел.
В поступательной кинематической паре сила трения F^ всегда направлена вдоль поверхности соприкосновения в сторону, противоположную движению. Она всегда меньше силы нормального давления Fn. При отсутствии режима жидкостного трения Fтp = f Fn, где f коэффициент трения скольжения. Он значительно меньше коэффициента трения покоя (f < f0).
Во вращательной кинематической паре зависимость коэффициента трения от скорости v или параметра 13 EMBED Equation.3 1415 описывается диаграммой Герси-Штрибека (рис. 9). При условии жидкостного трения сила трения Fтp = fтp v, где fтp - коэффициент вязкого трения, он зависит от толщины смазки, её вязкости и величины поверхностного соприкосновения.

Рис. 9. Диаграмма Герси-Штрибека
Трение качения проявляется в том случае, когда тело катится по опоре. Сила трения качения зависит от радиуса катящегося предмета. Трение качения возникает в высших кинематических парах (колесо - дорога, тела качения и дорожки колец в подшипнике качения), когда возможно взаимное качение звеньев. Сопротивление качению звеньев (рис. 10) выражают обычно моментом пары сил трения качения Мтр = F
·k, где к - коэффициент трения качения. Направление момента Мтр противоположно направлению соответствующей относительной угловой скорости со.
Трение - это сложный механо-физико-химический процесс, результатом которого являются нагрев и изнашивание. Экспериментально установлено, что большая часть энергии, выделяющаяся при трении (до 99 %), переходит в теплоту и только ничтожная часть (около 1 %) поглощается материалом трущейся пары и затрачивается на износ. Однако больше 80% деталей машин выходит из строя по причине износа.

Рис. 10. Коэффициент трения качения
Износ - это результат процесса постепенного изменения размеров и потери массы детали по её поверхности, происходящего при трении под действием поверхностных сил. Сам этот процесс называют изнашиванием. Изнашивание, так же как и трение, является комплексным процессом, не относящимся к основным, базовым закономерностям физики. Износ является наиболее характерным видом разрушения поверхностей деталей в большинстве машин и механизмов: изнашиваются направляющие и опоры скольжения, поверхности трения фрикционных муфт и тормозов; зубья в зубчатых, червячных, цепных и винтовых передачах; цилиндры и поршневые кольца; кулачки и шарниры, а также многие другие детали машин.
Современное представление о природе изнашивания базируется на хорошо изученном факте дискретности контакта шероховатых тел. Контактирование и изнашивание происходят в отдельных микроконтактах, так как фактическая площадь контактов составляет примерно 12 %. При этом фактическое контактное давление (напряжение в контактах) многократно превосходит номинальное (удельное) давление в результате влияния шероховатости и волнистости.
В современной теории изнашивания интенсивность износа не связывают с касательными силами трения, так как далеко не вся энергия, выделяющаяся при трении, идёт на разрушение поверхности, и, как видно из диаграммы Герси-Штрибека (см. рис. 9), при одинаковом коэффициенте трения износ будет зависеть от режима трения.

1. 3. Методы проектирования машин
СИСТЕМНЫЙ ПОДХОД К ПРОЕКТИРОВАНИЮ МАШИН. Понятно, что многие технические устройства, например, привод технологической машины или механизма крана, органически включают в себя элементы разных общеинженерных дисциплин. Важная отличительная черта современной инженерии чёткое осознание комплексного, или системного, подхода к инженерным проблемам. Здесь слово «система» имеет особый смысл, подчёркивающий взаимосвязи и единство целого с отдельными его элементами. Несмотря на это инженерные дисциплины, преподаваемые в ВУЗе, по-прежнему искусственно разобщены. Например, ТММ игнорирует подход к машине как к физической системе, а традиционное изложение сопротивления материалов исходит из расчёта идеально упругих балок.
Среди способов отыскания решений в процессе проектирования технических изделий следует отметить метод вариаций при конструировании, так как большинство конструкторских задач связано с улучшением имеющихся частей машин и приборов. Путём целенаправленных частичных изменений структуры можно выработать новые, улучшенные, глубже проработанные решения. Предметом вариаций могут быть: геометрическая форма, виды подвижных и неподвижных соединений, компоновка, параметры материала и т.д.
Ещё одним способом является проектирование с помощью эксперимента. Так, автомобильные или иные фирмы порой умышленно выбрасывают на прилавки не до конца отработанную конструкцию, чтобы на основании жалоб покупателей постепенно выявить дефекты своих изделий и затем устранить их, отозвав машины у потребителей.
Если конструктор не в состоянии произвести соответствующие расчёты, тогда он может либо сделать модель конструкции, либо определить её размеры, увеличивая в определённом масштабе размеры существующего удачного образца. Но модели хороши в том случае, когда нужно посмотреть, как будет выглядеть вещь, а для предсказания прочности этот метод слишком ненадёжен. Дело в том, что масса конструкции изменяется пропорционально кубу её размеров. Так, если увеличить все размеры вдвое, масса возрастёт в 8 раз. Площади же поперечных сечений тех или иных элементов конструкции, которые должны выдерживать нагрузку, изменяются пропорционально квадрату размеров конструкции, и при увеличении всех размеров вдвое площади всех поперечных сечений увеличатся только вчетверо. Поэтому нельзя предсказать прочность конструкции по поведению моделей или при изменении масштаба уже существующих образцов.
Главным средством конструирования является черчение, так как чертёж является универсальным средством моделирования абстрактных идей и конкретных решений. Поэтому качество готовых изделий в большой степени зависит от квалификации конструктора как чертёжника. Культ чертежа инженера должен быть очень высок и студенту следует научиться чертить чисто, точно и красиво. Кроме того, например, простановка размеров требует большого внимания: мало того, чтобы размер образовывался только один раз, необходимо, чтобы главные размеры начинались от конструкторских баз.
Важным моментом при проектировании является обучение будущих инженеров взаимодействию с ЭВМ. В результате всё большая часть нагрузки студентов должна идти на выработку навыков диалогового общения с ЭВМ при параллельном освоении соответствующей дисциплины.
Проектирование машины состоит из конструктивной разработки рабочей схемы, а затем из процесса расчётов и вычерчивания машины в целом, её узлов и деталей.
Конструирование это творческий процесс создания машин в документах (главным образом, в чертежах), производящийся на основе теоретических расчётов, конструкторского, технологического и эксплуатационного опыта и экспериментов.
Любое изделие может быть выполнено во многих вариантах. Оптимизация это выбор наилучшего проектного решения. Критерии выбора это свойства, по которым ведут оценку при выборе наилучшего решения. Важными частными критериями оценки конструкций машин являются: минимум массы, отнесённой к единице мощности; минимум объёма (габаритов) и др.
На практике процесс конструирования часто протекает следующим образом. Сначала определяют наибольшие нагрузки, действию которых может подвергнуться конструкция, и перемещения, которые можно считать допустимыми. Если нагрузки и перемещения не регламентированы существующими нормами и правилами, то конструктор сам должен принять решение.
После того, как основные нагрузки определены, приступают к первым достаточно грубым наброскам будущей конструкции - на этой стадии конструктор делает эскиз чаще всего на миллиметровке. Затем с помощью соответствующих расчётных формул следует прикинуть, какими будут напряжения и перемещения. С первой попытки они могут оказаться слишком малыми или слишком большими, поэтому конструктор вносит соответствующие изменения в проект, и так продолжается до тех пор, пока всё не будет в порядке.
Затем делают комплект чертежей по нормам и правилам ЕСКД. Оформленные в соответствии со стандартами чертежи совершенно необходимы, когда оригинальные детали должны изготовляться обычным заводским способом. Они служат руководством при изготовлении конструкции в металле. Когда дело дошло уже до рабочих чертежей, конструктор обязан постоянно думать и беспокоиться о своём детище. Именно самонадеянность приводит к авариям, а тревога за конструкцию предотвращает их, так что следует проверять всё не раз и не два, а многократно.
Информация к размышлению. Из 100% конструкторских разработок только 25...30% соответствуют заданным требованиям и дают при внедрении ожидаемый экономический эффект, еще ~ 20% разработок соответствуют поставленным задачам, но не дают должного эффекта при реализации, и 50% - не больше, чем тренировка мозгов. «Сначала конструктор делает сложно и плохо, затем сложно и хорошо, и лишь потом - просто и хорошо».
Таким образом, конструирование машин производят по этапам, на которых разрабатывают следующую техническую документацию:
техническое задание на проект машины серийного производства или техническое предложение на специальные машины - эти документы содержат решение принципиальных вопросов схемы машины и устанавливают её основные паспортные параметры;
эскизный проект, включающий в себя эскизную разработку общих видов основных узлов;
технический проект, содержащий отработанные общие виды машины и её узлов, готовые к деталированию;
рабочий проект, представляющий собой комплекс общих видов, рабочих чертежей деталей, спецификаций и других документов, достаточных для изготовления машины.
Хотя, как утверждают, одни конструкции поддерживают силы небесные, а другие не разваливаются благодаря краске или ржавчине, проектировщик, если он сознаёт свою ответственность, всегда стремится получить объективные данные о надёжности того, что он предлагает соорудить. Возможен лишь статистический, основанный на опытных данных подход к оценке времени надёжной работы изделия. Причём по самой природе вещей мы можем дать только более или менее разумные вероятностные оценки надёжности. Ослабив конструкцию сверх меры, её можно сделать лёгкой и дешевой, но тогда недопустимо возрастает вероятность частых поломок. И наоборот, слишком прочная, «вечная» с человеческой точки зрения, конструкция может оказаться слишком тяжёлой и дорогой. Поскольку всё учесть невозможно, то, разрабатывая реальную конструкцию для реальной жизни, необходимо примириться со всегда существующей - пусть малой, но конечной - вероятностью преждевременного выхода её из строя.
Вопрос даже не в том, разрушится ли конструкция, а в том, когда именно? Отложить это на некий приличный срок - задача инженеров. Весь вопрос заключается в том, каков же этот «приличный срок». Каждая конструкция должна быть надёжной в течение определённого времени службы. Для ракеты это могут быть несколько минут, для автомобиля или самолёта - 10...20 лет, для собора - столетия.
Причины любой катастрофы лежат на двух уровнях. Первый уровень связан с механическими или технологическими факторами, второй с факторами субъективного характера. Несомненно, что проектирование - не очень точный предмет, иногда случаются неожиданности, допускаются ошибки и т.д., однако в большинстве случаев истинные причины катастроф кроются в оплошностях, сделанных теми или иными людьми («человеческий фактор»), и этих оплошностей вполне можно было бы избежать.
Если расчётными формулами пользоваться осмотрительно, они могут оказаться чрезвычайно полезными и послужить незаменимым инструментом для большинства инженеров. Но их следует применять осмотрительно!
Во-первых, убедитесь, что вы действительно понимаете смысл данной формулы.
Во-вторых, удостоверьтесь, что она действительно применима к вашему конкретному случаю.
В-третьих, помните, помните и ещё раз помните, что эти формулы основаны на определённых допущениях (например, не принимают в расчёт концентрации напряжений или другие особые локальные условия).
И, наконец, подставьте в формулы соответствующие нагрузки и размеры, предварительно убедившись, что они выражены в одной системе единиц и не напутаны порядки чисел, а потом аккуратно и тщательно проделайте вычисления. Затем посмотрите на полученный результат строгим и недоверчивым взглядом: выглядит ли он правильным и разумным. В любом случае лучше повторить вычисления ещё раз - вдруг потерялась где-нибудь двойка.
Многие из инженеров и техников полагают, что чем вывод формулы сложнее, тем большего доверия она заслуживает, упуская часто из виду те грубые положения и допущения, которые воспроизводятся формулой. Инженер должен помнить слова натуралиста и философа Гексли: «Математика, подобно жёрнову, перемалывает то, что под него засыпают, и, как засыпав лебеду, вы не получите пшеничной муки, так, исписав целые страницы формулами, вы не получите истины из ложных предпосылок».Академик Алексей Николаевич Крылов (1863... 1945 гг.) выдающийся математик, механик и кораблестроитель, основоположник теории корабля, автор работ по теории магнитных и гироскопических компасов, по баллистике, математике, механике и астрономии говорил: «Для геометра математика сама по себе есть конечная цель, для инженера - это есть средство, это есть инструмент такой же, как штангенциркуль, зубило, напильник для слесаря, топор и пила для плотника. ... Вычисление должно производиться с той степенью точности, которая необходима для практики, причём всякая неверная цифра составляет ошибку, а всякая лишняя цифра - половину ошибки».
Резюме. Естественно, что ни математика, ни формулы из справочника не «спроектируют» конструкцию. Проектировать следует на основе собственного опыта, здравого смысла и интуиции, а по окончании проектирования с помощью расчётов необходимо проверить конструкцию, хотя бы приблизительно определив, каких напряжений и перемещений можно в ней ожидать,
ПРИВОД С МЕХАНИЧЕСКИМИ ПЕРЕДАЧАМИ - ТИПОВОЙ УЗЕЛ МАШИН И ОБЪЕКТ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ. Для нашего курса наиболее интересным узлом технологических и транспортных машин является привод машины. Электромеханический привод - это устройство для приведения в действие машины, состоящее из электродвигателя как источника энергии, механических передач, муфт для соединения валов и аппаратуры управления, которая включает электронные и электротехнические устройства. В дальнейшем система управления привода не рассматривается. Системный подход при конструировании машин это учёт принципов взаимодействия деталей в работающем устройстве, действующих на детали нагрузок и причин отказов, а не свойств отдельных деталей машин. Примером системного подхода при конструировании является выбор электромеханического привода технологических или транспортных машин в качестве объекта для курсового проектирования. Взаимодействия между частями привода достаточно сложны. Для определения строения привода недостаточно разложить его на элементы (анализ), надо суметь также построить его из составных частей (синтез).
Привод технологической или транспортной машины объединяет большую часть изучаемых деталей машин в одно целостное устройство, что упорядочивает и лучше организует усвоение учебного материала при построении курса. При исследовании привода машины необходимо усвоить принцип взаимодействия деталей в работающем устройстве. Это позволяет выявить место действия, характер и величину нагрузки на элементы привода, что и определяет метод расчёта деталей. Также на основе анализа устройств по принципу энергетического взаимодействия могут быть рассмотрены элементы и узлы крановых механизмов грузоподъёмных кранов.
Такой подход позволяет отработать задачи по курсовому проектированию и освоить способ действия на конкретном материале. При этом у студентов формируется умение анализировать конструкции данного класса машин на основе системного подхода, и они имеют возможность отобрать и использовать необходимые сведения для выполнения курсового проекта, что влияет на заинтересованность в изучении курса и на качество его усвоения, особенно при взаимодействии с ЭВМ.
Требования, предъявляемые к приводу, могут быть выполнены с использованием различных вариантов кинематических схем. Задача конструктора состоит в разработке или выборе оптимальной схемы и вида передач на основании оценки их по критериям сравнения. Разработка кинематической схемы привода обычно осуществляется на основе расчётной схемы, выполненной в виде блок-схемы, на которой прямоугольниками показаны элементы, выполняющие требуемые функции, и кинематические связи.
Например, необходимо спроектировать привод, в котором рабочий орган машины, совершающий вращательное движение, должен изменять направление вращения и иметь две скорости. Составление блок-схемы привода машины (рис. 17) начинают с двигателя. Далее идут реверс - механизм для изменения направления вращения на обратное, коробка перемены передач и рабочий орган машины. Для снижения частоты вращения и повышения вращающего момента может быть использована дополнительная механическая передача.

Рис. 17. Блок-схема привода машины
Проектирование привода машины включает:
технологический расчёт машины, для которой проектируется привод;
определение ориентировочного значения передаточного отношения привода и составление его кинематической схемы;
подбор по каталогу двигателя с учётом его потребной мощности;
расчёт общего передаточного отношения привода и разбивку общего передаточного отношения между отдельными передачами;
определение мощности, частоты вращения и вращающего момента на каждом валу привода;
расчёт механических передач, входящих в привод;
проектирование и расчёт валов и их опор;
подбор соединительных муфт и расчёт соединений деталей привода;
компоновку узлов привода на раме.
Виды повреждений приводов. Особенно часто происходят отказы и повреждения гибких органов в передачах (ремней, цепей и канатов), поскольку они характеризуются сравнительно малой долговечностью: срок службы ремней составляет порядка 2...3 тыс. часов, цепей и канатов - до 7...10 тыс. часов при планируемом сроке службы привода 30...36 тыс. часов.
До 40% случаев отказов привода - это повреждения зубьев зубчатых и червячных колёс в зацеплении. Причём в 50% случаев процесс разрушения в зацеплении зубьев является продолжительным (усталостное выкрашивание на рабочей поверхности зубьев), а не внезапным (поломка зубьев). Повреждения в подшипниках составляют до 20% случаев отказов привода, очень редко случаются разрушения валов, уплотнений и корпусов.
Как беречь время при курсовом проектировании и не только.
Парадоксальная особенность решения инженерной задачи заключается в сочетании подчёркнуто конкретного задания с большой творческой свободой, а следовательно, значительной неопределённостью в выборе решения и отсутствии однозначного ответа при ограниченном времени на её выполнение.
Начинайте работу сразу, не откладывая! Шарль Бодлер: «Самая тяжёлая работа - та, которую мы не решаемся начать: она становится кошмаром». Один из законов Паркинсона гласит: «Всякую работу можно растянуть так, чтобы заполнить ею всё имеющееся время».
Работа изнуряет нас, главным образом, в результате разочарований и неудач. Каждый может жить долго и счастливо, работая интенсивно и не на самых высоких постах до тех пор, пока ему нравится его работа, и он достаточно преуспевает в ней.




1.4. Расчёт и проектирование деталей машин
КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ, МЕТОДЫ И ТИПЫ РАСЧЁТОВ ДЕТАЛЕЙ МАШИН. При проектировании машин и их деталей необходимо соблюдать общие требования к ним: прочность, жёсткость, малая масса, доступность материалов, технологичность конструкций, точность изготовления, удобство эксплуатации, красота формы и отделки.
Важным положением, которое относится ко всем машинам и механизмам, является то, что в классических науках (теоретической механике, ТММ, сопротивлении материалов) звенья механизма считают абсолютно жёсткими и неизменяемыми. Иными словами, при исследовании машин и механизмов идеализируют те условия, в которых протекает их работа. В действительности же детали механизмов изготовляют из реальных материалов, они имеют ту или иную упругость, а в результате изнашивания изменяют свои размеры.
Абсолютная точность изготовления деталей также является недостижимой размеры детали изготовляют в пределах допуска, зазоры в кинематических парах с течением времени изменяются, что необходимо учитывать при проектировании и эксплуатации механизма. Поэтому более глубокий подход состоит в том, что машину нельзя изолировать от влияния среды, в которой она работает, и от влияния процессов, которые протекают в ней самой при осуществлении рабочих функций. К сожалению, в инженерной практике нет ещё общей схемы расчёта машины на надёжность и долговечность с учётом указанных факторов.
Работоспособность детали характеризуется рядом критериев (от греческого criterion - признак, на основании которого производится оценка, определение или классификация чего-либо), применяемых с учётом условий её работы и характера нагружения. Детали машин выходят из строя по различным причинам, которые определяются условиями эксплуатации машины. Причины отказа это и есть критерии работоспособности. Основными критериями работоспособности и расчёта деталей машин являются: прочность, жёсткость, надёжность, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость и точность.
Понятие критерия работоспособности является очень важным для изучения курса, так как определяет специфику расчётов машин и их элементов.
Критерии работоспособности деталей машин являются центральным понятием этой темы, так как они являются неотъемлемыми параметрами расчётов деталей машин. Другой важный элемент почти любого расчёта деталей машин - расчётная схема. Студенты, как правило, недооценивают роль расчётных схем. Между тем правильно выполненная или выбранная расчётная схема обеспечивает успешное усвоение методики расчёта. И, наконец, весьма важными являются допущения при расчёте и расчётная формула. Поэтому при изучении курса рекомендуется особое внимание уделять этим понятиям.
Применительно к нашему курсу, прочность способность детали выдерживать нагрузки (постоянные, переменные или ударные) без разрушения. Жёсткость - способность деталей и узлов сопротивляться изменению формы под нагрузкой. Износостойкость способность материала рабочих поверхностей деталей сопротивляться изнашиванию. Теплостойкость способность машины работать при повышенных температурах. Виброустойчивость способность машины сопротивляться появлению вредных вынужденных колебаний или автоколебаний. Точность свойство деталей и машин работать в заданных пределах возможных отклонений параметров, например, размеров. Это один из важнейших показателей качества, влияющий на работоспособность и надёжность машин и механизмов.
МЕТОДЫ РАСЧЁТОВ ДЕТАЛЕЙ МАШИН. Детали машин во время их работы под действием приложенных сил испытывают различные по форме и величине напряжения и деформации. Величины действительных напряжений и деформаций в сечениях детали надо ограничивать, чтобы деталь не потеряла работоспособности. Следует иметь в виду, что пластичные материалы (мягкая углеродистая сталь, медь, алюминий и др.) разрушаются при больших остаточных деформациях вследствие нарушения сопротивления сдвигу. Хрупкие материалы (закалённая сталь, чугун, стекло, бетон и др.) разрушаются при малых остаточных деформациях в результате нарушения сопротивлению отрыва частиц.
Для определения механических характеристик материалов (прочности, упругости, пластичности и др.) производят их испытания. Характеристикой прочности материала является предел прочности
·в, характеристиками упругости являются предел упругости
·у и модуль упругости Е, характеристикой пластичности - предел текучести
·т.
Диаграмма растяжения малоуглеродистой стали (рис. 18) строится в координатах напряжение - относительная деформация, то есть
· = f(
·). На диаграмме прямолинейный участок 0 - 1 свидетельствует о том, что материал до определённого предела относительного удлинения подчиняется закону Гука.
Точка 1 соответствует пределу пропорциональности
· пц) а точка 1' - пределу упругости
·у, то есть наибольшему напряжению, при котором в материале ещё нет остаточных деформаций:
·у = Fy / S0, где Fy нагрузка, соответствующая пределу упругости;

Рис. 18. Диаграмма растяжения малоуглеродистой стали
(справа - образец для испытаний)
So первоначальная площадь сечения образца. При этом относительное удлинение
· достигает - 0,1%.
В точке 2 диаграммы материал переходит в область пластичности - наступает явление текучести материала - и на участке 2-3 (площадка текучести) деформации растут при постоянном напряжении, называемом пределом текучести:
· т = Fт/So, где Fт - усилие, соответствующее пределу текучести. На участке 3-4 наблюдается упрочение материала и вблизи точки 4 появляется так называемая «шейка» - местное сужение поперечного сечения образца. Напряжение
·в = Fmax / So называется пределом прочности.
На участке 4 5 происходит быстрое уменьшение сечения «шейки» и в точке 5 образец разрывается при разрушающей нагрузке Fpaзp. Напряжение, при котором образец из данного материала разрушается, называется предельным. Предельные напряжения зависят от свойств материала и вида деформации.
Расчёт деталей машин на прочность и жёсткость осуществляется двумя методами:
1) методом допускаемых напряжений и деформаций;
2) методом допускаемых нагрузок.
Допускаемым называют напряжение, величина которого регламентируется техническими условиями. Допускаемые напряжения устанавливаются с учётом материала конструкции и изменяемости его механических свойств в процессе эксплуатации, степени ответственности конструкции, точности задания нагрузок, срока службы конструкции, точности расчётов на статическую и динамическую прочность.
В общем случае допускаемое напряжение [
·] =
· / [n], где
· - расчётное напряжение; для пластичных материалов в качестве расчётного напряжения принимают предел текучести
· т, а для хрупких материалов предел прочности
·в;
[n] нормативный коэффициент запаса прочности. Коэффициент запаса всегда больше единицы, имеет сложную структуру и вводится с целью компенсации неточностей при проектировании и для обеспечения работоспособности конструкции при случайных перегрузках в процессе эксплуатации. Величину нормативного коэффициента запаса прочности определяют расчётным или табличным способом.
В частности, допускаемые контактные напряжения сжатия [
·н] зависят от поверхностной твёрдости материала. Твёрдость - сопротивление материала проникновению в него более твёрдого материала. Наиболее распространены испытания твёрдости методом вдавливания специального тела (индентора) в материал, а твёрдость определяют по площади отпечатка в материале от вдавливания стального шарика, алмазного конуса или пирамиды.
Так, твёрдость по Бринеллю (НВ) - твёрдость материала, определённая на твердомере Бринелля путём вдавливания стального шарика диаметром 2,5; 5 или 10 мм. Отношение силы давления F к площади S полученного отпечатка (шарового сегмента) даёт значение твёрдости НВ = F/S, кгс/мм2. Твёрдость по Роквеллу (HRC) определяют на твердомере Роквелла путём вдавливания алмазного конуса с углом 120° или стального шарика диаметром 1,59 мм с нагрузками 60, 100 или 150 кгс. Выражается в условных единицах. Твёрдость по Виккерсу (HV) определяют на твердомере Виккерса путём вдавливания алмазной четырёхгранной пирамиды с нагрузкой от 5 до 120 кгс. HV = 2F/d2sin
·/2, кгс/мм2, где d - среднее арифметическое длины диагоналей отпечатка после снятия нагрузки;
· = 136° - угол между гранями пирамиды при вершине. Ограничение напряжений в детали, вызываемых нагрузкой, принято обозначать в виде условия: действующие напряжения должны быть меньше или равны допускаемым. При расчёте по допускаемым напряжениям условия прочности имеют вид
· mах
· [
·]. Так, выражение
·н
· [
·н] означает, что деталь испытывает контактные напряжения сжатия, а соблюдение записанного условия при расчёте обеспечивает предотвращение разрушения по контактным напряжениям. В дальнейшем в основном будет использоваться метод допускаемых напряжений (деформаций).
При расчёте деталей машин методом допускаемых нагрузок ограничивают действующую силу по условию F
· [F]. Допускаемой называется нагрузка, которая не может превзойти внутренние усилия, возникающие в наиболее опасных сечениях конструкции в процессе её эксплуатации: [F] = Fpaзp / [n], где Fpaзp - разрушающая нагрузка, полученная в результате расчётов или экспериментов с учётом опыта изготовления и эксплуатации конструкции. Иногда ограничивают расчётный запас прочности по условию n
· [n].
ТИПЫ РАСЧЁТОВ ДЕТАЛЕЙ МАШИН. Различают два типа расчётов при конструировании: проектировочный и проверочный расчёты. Проектировочным называют расчёт, при котором по заданным нагрузкам и известным характеристикам материала определяют размеры конструкции или детали при проектировании. В процессе проектирования расчёт и конструирование тесно связаны, при этом многие необходимые для расчёта размеры берутся конструктивно из чертежа.
Проверочным называют расчёт реальной конструкции или детали, выполняемый с целью проверки прочности, жёсткости и т.д. или определения величины передаваемой нагрузки, срока службы и пр. В этом случае при известных размерах конструкции и заданных нагрузках определяют максимальные напряжения, деформации, нагрузки или ресурс и сравнивают их с допускаемыми величинами.
ВИДЫ НАГРУЗОК ДЕТАЛЕЙ МАШИН. Нагрузку при расчётах деталей машин подразделяют на номинальную и расчётную. Номинальная нагрузка в виде мощности, вращающего момента или силы (Nном, Тном, Fном) соответствует паспортной или проектной мощности машины и может быть постоянной, переменной или ударной. Например, номинальный вращающий момент на валу исполнительной машины13 EMBED Equation.3 1415где uпр и
·|пр - передаточное отношение и КПД привода машины соответственно.
Расчётная нагрузка определяется как произведение номинальной нагрузки на динамический коэффициент режима работы К: Трасч= К
· Тном. Коэффициент К учитывает дополнительные динамические нагрузки, возникающие в периоды неустановившегося (пуск, торможение) или неравномерного движения. Величину К определяют расчётом или выбирают из справочника на основе экспериментов или опыта эксплуатации машин. Предельные значения К = 1,1...3,5, в среднем К = 1,11,5.
КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ И ВИДЫ ЗАГОТОВОК ДЕТАЛЕЙ МАШИН. Первоначальная стоимость машины определяется, главным образом, массой и стоимостью материалов её деталей и узлов, а также стоимостью их изготовления. При конструировании деталей машин их работоспособность обеспечивается, во-первых, выбором соответствующего материала и, во-вторых, расчётом размеров изделия, при этом прочностные расчёты должны увязываться с экономическими требованиями. В связи с этим существенную роль играет выбор конструкционных материалов и вида заготовки для деталей машин. Поэтому инженеру нужно знать машиностроительные материалы, их свойства и экономичные профили проката.
При выборе материалов для деталей механизмов и машин необходимо обеспечить работоспособность, надёжность деталей и выполнение некоторых специфических требований к ним. Как было сказано, работоспособность это способность изделия выполнять заданные функции с параметрами, установленными техническим заданием.
Основными характеристиками конструкционных материалов являются:
прочностные механические характеристики - предел прочности
·в, предел текучести
·т и предел выносливости
·-1; характеристики жёсткости модуль упругости Е и модуль сдвига G; характеристика сопротивления контактным напряжениям - поверхностная твёрдость;
эксплуатационные характеристики - износостойкость, косвенными показателями которой являются поверхностная твёрдость и допускаемое давление [р]; фрикционные свойства, характеризуемые коэффициентом трения f, допускаемым давлением [р] и относительной скоростью скольжения vск;
технологические характеристики - обрабатываемость резанием, литейные свойства материала, возможность его сварки и штамповки;
экономические показатели - стоимость и дефицитность материалов.
К основным конструкционным материалам относятся стали, чугуны, титановые и никелевые сплавы, сплавы цветных металлов, композиционные и неметаллические материалы.
Сталь - сплав железа с углеродом, в котором углерода менее 2%. Плотность стали
· = 7,8 т/м3. По химическому составу конструкционные стали подразделяют на углеродистые стали общего назначения марок Ст0, Ст1, ..., Ст6 и качественные стали марок 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 60. Число в обозначении качественных сталей показывает содержание углерода в сотых долях процента.
Для придания сталям специальных свойств и высокой прочности в них добавляют при выплавке легирующие элементы, обозначаемые в марке стали русскими буквами: хром - X, никель - Н, марганец - Г, вольфрам - В, бор - Р ит.д. Содержание легирующего элемента в процентах указывают цифрой или числом после его буквенного обозначения. Если содержание элемента менее 1%, то цифру не проставляют. Например, сталь марок 40Х, 40ХН, 12ХНЗА.
Изобретение М. Фарадея. Знаменитый английский физик сын кузнеца Майкл Фарадей (1791...1867 гг.) известен, прежде всего, как первооткрыватель закона электромагнитной индукции и автор многих исследований в области электротехники. Однако мало кто знает, что у него есть изобретение и в области металлургии. Причём изобретателем-металлургом Фарадей стал из-за привычки пить чай - традиционный напиток англичан. Дело в том, что Фарадей готовил чай по-особому. В обычную заварку из чайного листа учёный любил добавлять щепотки сушёных трав и цветков. Иной раз было достаточно всего нескольких былинок или лепестков, чтобы чай приобрёл неожиданный вкус и аромат.
Такое свойство некоторых добавок - в небольших количествах производить большие изменения - и натолкнуло Фарадея на идею легирования (от лат. ligare - соединять, связывать) сталей. Ведь достаточно всего 1...3% хрома, марганца, никеля или ванадия, чтобы сталь приобрела совершенно иные качества. Инструментальные стали с хромом, выполненные по рецептам Фарадея, пользовались широкой популярностью в середине XIX в. Качество сплава оказалось таким, что и сейчас на стендах музея в Лондоне посетители могут видеть клещи, резцы и другой инструмент, на котором за полтора века не появилось ни пятнышка ржавчины.
Чугун - сплав железа с углеродом, в котором углерода более 2%. Плотность чугуна
· = 6...7,8 т/м3. Это дешёвый конструкционный материал, имеющий хорошие литейные и антифрикционные свойства. Чугуны делятся на серые, ковкие и высокопрочные.
В сером чугуне марок СЧ10, СЧ15, СЧ20, СЧ25, СЧЗО, СЧ35 число в обозначении показывает значение предела прочности при растяжении (МПа), делённое на 10. Например, предел прочности чугуна СЧ20 составляет 200 МПа. Ковкий чугун применяют для литых деталей, допускающих случайную ударную нагрузку в отличие от весьма хрупкого серого чугуна. Высокопрочные чугуны получают легированием и применяют для изготовления ответственных тяжело нагруженных деталей, например коленчатых валов.
Титановые и никелевые сплавы. Титан - металл серебристого цвета, обладающий высокой прочностью и небольшой плотностью (
· = 4,5 т/м3), Титановые сплавы широко используют в химической промышленности для изготовления ёмкостей с агрессивными средами, в авиационной и космической технике, в судостроении. Никелевые сплавы широко применяют в авиационной технике для деталей, работающих при температурах 700... 1100 °С.
Сплавы цветных металлов. Сплавы на основе меди делятся на бронзы и латуни. Бронзы обладают высокими антифрикционными и хорошими технологическими свойствами, хорошо обрабатываются резанием. Благодаря этому их широко применяют в узлах трения скольжения. Латуни - это сплав меди с цинком с добавлением легирующих элементов. Их применяют в химической аппаратуре, холодильном оборудовании и т.д. Баббиты это сплавы на основе олова и свинца с добавлением меди, кадмия, никеля, кальция, сурьмы и др. Их применяют в качестве антифрикционного материала для вкладышей подшипников скольжения.
Композиционные в неметаллические материалы. Композиционные материалы (КМ) - это армированные различными наполнителями сплавы металлов или полимеры. Наполнители могут быть в виде частиц или волокон. Материалы, упрочнённые частицами, получают методом порошковой металлургии. К неметаллическим конструкционным материалам относятся пластмассы, резина, композиционные материалы на неметаллической основе. Последние состоят из термореактивной смолы и армирующей части (наполнителя). По удельной прочности и жёсткости такие материалы превосходят традиционные материалы. Так, долговечность лопастей вертолёта из КМ на полимерной основе в несколько раз выше, чем из металлических материалов.
Рекомендации по выбору материала будут даны в дальнейшем применительно к различным деталям машин.
Информация к размышлению. Замена обычной углеродистой стали на низколегированную сталь обеспечивает снижение расхода материала на 15...20% и способствует повышению надёжности машины, что даёт экономию денежных средств.
К выбору вида заготовки: при изготовлении деталей резанием из прутка коэффициент использования металла составляет 20...25%, при штамповке в открытых штампах - 40...50%, при безоблойной и точной объёмной горячей штамповке - 55...75% и более.

МЕРЫ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ КОНСТРУКЦИЙ МАШИН ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ. Основными путями и методами повышения эффективности конструкций машин являются:
использование рядов нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69), составленных на основании рядов предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84), которые служат основанием для выбора номинальных значений размеров изделий и их элементов. Использование нормальных линейных размеров (см. табл. 1) позволяет унифицировать изделия, сократить номенклатуру режущих и измерительных инструментов, штампов и другой технологической оснастки;
агрегатирование машин, унификация деталей, переход на типовую технологию и сочетание этих мероприятий. Агрегатирование это построение машин из нормализованных, унифицированных агрегатов, узлов и деталей, изготовляемых централизованно. При этом до 40...50% сокращается число типоразмеров деталей, а также номенклатура применяемых профилей проката, типоразмеров редукторов и других сборочных единиц;
применение стандартизации и сертификация машин. Стандартизация это введение обязательных специальных нормативных документов (стандартов) как государственных, так и международных. Стандартизация охватывает: нормы проектирования (общие нормы, классификацию и терминологию, методы расчёта, правила оформления чертежей); конструкции (основные параметры, присоединительные и габаритные размеры); параметры производственного процесса (технологический процесс и инструмент); уровень качества и условия эксплуатации (материалы, показатели качества, технические требования, методы испытаний);
Сертификация машин - это проверка и удостоверение показателей, гарантирующих качество в соответствии с требованиями стандартов.
правильный выбор типа привода и вида передач в нём. Например, цилиндрический редуктор мощностью 13 кВт с передаточным числом 31 при частоте вращения входного вала 1450 об/мин имеет массу 700 кг, червячный редуктор с такими же параметрами - 500 кг, а глобоидный всего 130 кг. Эффективно также применение мотор-редукторов, зубчатых передач с зацеплением Новикова, волновых и планетарных передач.
Существенно, что уменьшение габаритов редукторов приводит к значительному уменьшению массы и размеров машины в целом, а значит, и к снижению материальных и трудовых затрат на производство. Уменьшение габаритных размеров и массы машины (например, грузоподъёмных кранов) даёт возможность уменьшить размеры здания цеха и величину капитальных затрат на его постройку и эксплуатационных издержек за счёт амортизационных расходов. Снижаются также сроки строительства;
назначение геометрических параметров шероховатости поверхности детали. Шероховатость поверхности это совокупность неровностей поверхности с относительно малыми шагами на базовой длине. Её необходимо назначать в соответствии с условиями работы и требуемой точностью изготовления деталей и оценивать по комплексу параметров ГОСТ 2789-73. Основными параметрами, предусмотренными этим стандартом, являются: Ra - среднее арифметическое отклонение профиля, мкм, и Rz - высота неровностей профиля по 10 точкам, мкм. От точности обработки и от геометрии шероховатости поверхности деталей зависят эксплуатационные показатели машин износостойкость, надёжность и долговечность, а также взаимозаменяемость;
применение взаимозаменяемости деталей. Взаимозаменяемость - это
способность независимо изготовленных деталей без дополнительной обработки занимать свои места в машине и обеспечивать доброкачественную работу. Взаимозаменяемость позволяет производить независимую обработку деталей высокопроизводительными методами, эффективно применять поточную и конвейерную сборку, осуществлять надёжный контроль изделий с помощью калибров, быструю замену вышедших из строя деталей машин заранее изготовленными запасными, ускорение проектирования и т.д. Взаимозаменяемость (полная или частичная) обеспечивается Единой системой допусков и посадок (ЕСДП).

ЕДИНАЯ СИСТЕМА ДОПУСКОВ И ПОСАДОК. Взаимозаменяемость гладких соединений регламентируется стандартами «Единая система допусков и посадок». Система стандартов «Основные нормы взаимозаменяемости» (ОНВ) устанавливает допуски и посадки резьбовых, шпоночных, шлицевых и др. соединений, допуски зубчатых и червячных передач, а также допуски несопрягаемых деталей.
Сопрягаемые детали - вал и отверстие, поверхности которых входят друг в друга, образуя подвижное или неподвижное соединение. Размеры валов и отверстий разделяют на номинальные, действительные и предельные.
Номинальный размер размер, относительно которого определяются предельные размеры и который служит также началом отсчёта отклонений. Значение номинального размера проставляют на чертеже с округлением до нормального ближайшего линейного размера по ГОСТ 6636-69 (табл. 1).

Таблица 1.
Нормальные линейные размеры от 2 до 1000 мм (из ГОСТа 6636-69)
2,0 2,1 2,2 2,4 2,5 2,6 2,8 3,0 3,2
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
·
Примечание. Под косой чертой приведены диаметры посадочных мест для подшипников качения


Действительный размер - размер, установленный измерением с допустимой погрешностью (допускаемая погрешность измерения должна находиться в пределах 10...20% допуска на размер). Предельные размеры - два предельно допустимых размера (рис. 19), между которыми должен находиться или которым
может быть равен действительный размер


.
Рис. 19. Построение схемы полей допусков отверстия и вала
Допуск это разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами. Таким образом, размеры деталей должны выдерживаться в пределах допуска. Для удобства на чертеже указывают номинальный размер детали, а предельные размеры определяют по их отклонениям от номинального размера. Отклонение - алгебраическая разность между размером (действительным, предельным или иным) и номинальным размером. Линия, соответствующая номинальному размеру, называется нулевой линией. Положительные отклонения откладываются вверх от нулевой линии, а отрицательные - вниз. Основным отклонением называется отклонение, ближайшее к нулевой линии.
Поле допуска - это поле, ограниченное наибольшим и наименьшим предельными размерами отверстия или вала. При графическом изображении поле допуска может быть расположено выше или ниже нулевой линии, касаться или пересекать её. Положение каждого поля допуска отверстия или вала относительно нулевой линии обозначают буквами латинского алфавита: для отверстия - прописными, для вала - строчными (табл.2).
Для нормирования уровня точности установлены 19 квалитетов, которые обозначают номерами 01; 0; 1; 2; 3;...; 17 в порядке снижения точности. Квалитет - совокупность допусков, соответствующих одинаковой степени точности для всех номинальных размеров («квалитет» по смыслу соответствует понятию «класс точности»). Квалитеты подразделяют на точные, средние и грубые (табл. 3). Наиболее распространёнными являются квалитеты 6, 7, 8, которые используют для ответственных соединений в машиностроении. На чертеже предельные отклонения указывают условным обозначением, например,
Ф85g6, числовыми значениями в миллиметрах, например, Ф8513 EMBED Equation.3 1415 или комбинированным образом, например, Ф85g6 13 EMBED Equation.3 1415
Посадка характер соединения деталей (вала и отверстия), определяемый величиной получающихся в нём зазоров и натягов. В зависимости от взаимного расположения полей допусков отверстия и вала посадки разделяют на три группы: с зазором, с натягом и переходные.
Таблица 2. Обозначение положений полей допусков отверстий и валов для различных посадок

Основные
отклонения
Посадки


с зазором
переходные
с натягом

отверстий
A B C D E F G H
JS K M N
P R S T U V X Z

валов
a b с d e f g h
js k m n
p r s t u v x z


Таблица 3. Обозначение квалитетов ЕСДП

Квалитеты
ЕСДП
Точные
Средние
Грубые


01 0 1 2 3 4
5 6 7 8 9 10 11
12 13 14 15 16 17


Зазор - положительная разность размеров отверстия и вала, если размер отверстия больше размера вала. Натяг - положительная разность размеров вала и отверстия до сборки, если размер вала до сборки больше размера отверстия. Таким образом, посадка характеризует свободу относительного перемещения соединяемых деталей или степень сопротивления их взаимному смещению. Схемы расположения полей допусков для разных случаев посадок приведены на рис. 20.


Рис.20. Схемы полей допусков для разных случаев посаоок: а - посадки в системе отверстия; 6 - посадки в системе вала
Посадка с зазором - посадка, при которой обеспечивается зазор в соединении. Поле допуска отверстия при этом расположено над полем допуска вала. Посадка с натягом - посадка, при которой обеспечивается натяг в соединении. Поле допуска отверстия расположено под полем допуска вала. Переходная посадка - посадка, при которой возможно получение как зазора, так и натяга. Поля допусков отверстия и вала перекрываются частично или полностью.
Номинальный размер посадки - номинальный размер, общий для отверстия и вала, составляющих соединение. Основное отверстие - отверстие, нижнее отклонение которого равно нулю. Поле допуска основного отверстия обозначается буквой Н. Основной вал - вал, верхнее отклонение которого равно нулю Поле допуска основного вала обозначается буквой h.
Назначают посадки в ЕСДП по двум системам: посадки в системе отверстия, в которых различные зазоры и натяги получаются соединением различных 'валов с основным отверстием и посадки в системе вала, в которых различные зазоры и натяги получаются соединением различных отверстий с основным валом. По экономическим соображениям предпочтительной является система отверстия. Таким образом, посадки образуются сочетанием полей допусков отверстия и вала. В обозначение посадки входит её номинальный размер и обозначения полей допусков для отверстия и вала, например: Ф45H7/g6.

2. МЕХАНИЗМЫ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ И ПРЕОБРАЗОВАНИЯ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
2.1. Механические передачи и их характеристики
Изучая тему «Передачи», следует уяснить ответы на вопросы:
1) назначение, принцип работы и характеристика передачи;
2) детали передачи и материалы для их изготовления;
3) действующая и расчётная нагрузка на детали передачи;
4) причины отказов и основы расчёта передачи;
5) конструирование деталей, точность изготовления, ГОСТы.
Механической передачей (далее просто передачей) называют механизм, служащий для передачи механической энергии от двигателя к исполнительным органам машины, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда - видов и законов движения. Исполнительный орган машины совершает обычно вращательное движение, как и вал двигателя, а частота вращения исполнительного органа машины отличается от частоты вращения вала двигателя, поэтому между ними необходимо расположить одну или несколько механических передач с постоянным или переменным передаточным числом.
По принципу работы передачи (табл. 4) подразделяют на два вида: передачи трением и передачи зацеплением, по конструктивным признакам на передачи с непосредственным контактом (фрикционные, зубчатые, червячные) и передачи с гибкой промежуточной связью (ремённые, цепные). По расположению валов в пространстве различают передачи между параллельными, пересекающимися и скрещивающимися валами.
Таблица 4. Механические передачи и их детали
Передачи трением:
Передачи зацеплением:

ремённая
фрикционная
зубчатая
червячная
цепная
зубчато-ремённая

Детали передачи:
Детали передачи:

шкивы, ремень
катки (колёса)
шестерня, зубчатое колесо
червяк, червячное колесо
звёздочки, цепь
шкивы, зубчатый ремень


ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПЕРЕДАЧ: энергетические (мощность и коэффициент полезного действия - КПД), кинематические (передаточное число и быстроходность) и силовые (вращающий момент и силы) табл. 5.
1. Мощность N, кВт, на входном, выходном и промежуточных валах механизма можно определить, зная вращающий момент и угловую скорость вала, по формуле Ni = Ti
·
·i. Определённая часть мощности в результате трения сочленённых деталей превращается в теплоту и затрачивается на износ, что ведёт к потере размеров деталей и снижению их прочности. Потери при передаче мощности от одного вала механизма к другому оценивают КПД, при этом
· = Ni+1/Ni < 1. Общий КПД для последовательно соединённых механизмов
· об =
·1
·
·2
·
·n. Для уменьшения потерь на трение используют смазку. Но силы трения играют и полезную роль (например, в тормозах).
2. Быстроходность характеризуется угловой скоростью
·, рад/с, окружной скоростью v, м/с, и частотой вращения n, об/мин. При этом значения
· =
·n/30; v =
·d/2000 =
·dn/60000. Передаточное отношение i показывает, во сколько раз угловая скорость одного звена механизма больше или меньше угловой скорости другого звена, т.е. i1-2 =
·1/
·2 = v1 /v2 или i2-1 =
·2/
·1 = v2 /v1. Передаточное число и передачи это отношение частоты вращения ведущего вала передачи к частоте вращения ведомого вала, т.е. u = ni/ пi+1. Если u > 1 имеем редуктор, если u < 1 - мультипликатор. Общее передаточное число последовательно соединённых передач иоб = u1
· и2
· ип.
Исполнительные механизмы часто нуждаются в передачах с изменяемым передаточным отношением (автомобили, станки и др.)- Изменение передаточного отношения может быть плавным (вариаторы) или ступенчатым (коробки перемены передач с зубчатыми колёсами).
Таблица 5. Сравнительная характеристика механических передач

Тип передачи
Передаточное число
u
Коэффици-ент полезно-го действия
·
Относительная масса передачи
Окруж-ная скорость
v, м/с
Входная мощность N, кВт

Зубчатая цилиндрическая
до 8
0,97... 0,99
1
до 20
до 100

Зубчатая коническая
до 4
0,95...0,97
1,5
до 15
до 80

Червячная
12...80
0,70...0,92
2
до 12
до 70

Цепная
до 7
0,94...0,96
5
ДО 15
до 100

Ремённая
до 5
0,95...0,97
2,5
до 80
до 50

Фрикционная
до 8
0,75...0,95
3
до 15
до 20

Примечание: КПД муфты типа МУВП
·мувп = 3,99; типа МЗ
·мз= 0,98.

3. Вращающий момент на каждом валу привода Т, Н
·м, определяют по формуле Ti= 9550Ni/ni. Силы F, Н, действующие на детали вращения, обычно вычисляют через окружную силу Ft = 1000T /0,5d = 2000T / d.
Резюме. Приведенные в таблице значения носят рекомендательный характер. Параметрами, определяющими размеры механических передач, являются: частное передаточное число и передаваемая мощность или вращающий момент. Для создания компактного приводного механизма следует ограничивать передаточные числа отдельных передач, избегая выбора их максимальных значений.

2.2. Ремённые передачи
ВИДЫ РЕМЁННЫХ ПЕРЕДАЧ, МАТЕРИАЛЫ РЕМНЕЙ И ШКИВОВ. Ремённая передача относится к механическим передачам с гибкой связью, в которых гибкими промежуточными звеньями могут быть ремни, цепи или канаты. Ремённые передачи плоским ремнём получили распространение в XIX веке для привода текстильных и токарных станков. Затем были предложены клиновые и зубчатые ремни. По принципу работы различают ремённые передачи трением (большинство передач) и зацеплением (зубчато-ремённые передачи).
Приступая к изучению этой темы, прежде всего, следует уяснить отличие ремённой передачи от всех других. Это отличие состоит в том, что при увеличении нагрузки основная деталь передачи - ремень - до конца использует свою тяговую способность, определяемую силой трения между ремнём и шкивом, а затем начинается буксование шкива по ремню. В результате сильного нагрева ремень может быть разрушен и передача выходит из строя.
Ремённая передача (рис. 21, а) состоит из двух шкивов 1 и 2, ремня 3 и натяжного устройства 4. Механическая энергия от ведущего шкива к ведомому шкиву передаётся за счёт сил трения, возникающих при надевании ремня на шкивы с предварительным (монтажным) натяжением Fo. По форме поперечного сечения ремней различают передачи с плоским (рис. 21,6), клиновым (рис. 21, в), поликлиновым (рис. 21, г) и зубчатым ремнём (см. рис. 23).

Рис. 21. Ремённая передача (а) и форма поперечного сечения ремней: б - плоского, в - клинового, г - поликлинового
Обычно ремённые передачи используют в качестве первой от двигателя ступени привода. В этом случае её габариты и масса оказываются сравнительно небольшими. Достоинства ремённой передачи трением: возможность работы с высокими скоростями, предохранение узлов привода от перегрузок, простота конструкции, бесшумность при работе, дешевизна. Недостатки: малая долговечность ремня в быстроходных передачах, большие габариты передачи, значительные усилия на валы и опоры.
К материалам ремней предъявляются требования высокой прочности при переменных напряжениях, износостойкости, максимального коэффициента трения по рабочей поверхности шкива, минимальной изгибной жёсткости. Область применения плоскоремённых передач - быстроходные передачи при высоких требованиях к плавности работы.
Высокоскоростные плоскоремённые передачи применяют как ускорительные в приводах быстроходных технологических машин, например, шлифовальных станков, центрифуг и др. При скорости ремня v > 30 м/с передача мощности может и должна осуществляться только плоскими тонкими бесшовными (бесконечными) ремнями в виде замкнутой ленты определённой длины. Никакие сшивки или другие виды соединения концов ремня высокоскоростных передач недопустимы, так как ремни неизбежно рвутся от динамических воздействий в местах соединения. Быстроходные ремни выполняют тонкими из соображений долговечности, требующей минимальных напряжений изгиба, от которых, главным образом, при большом числе перегибов ремня в секунду зависит усталостная прочность материала ремня.
Современными типами плоских бесконечных ремней являются синтетические тканые (рис. 22, а, вверху) и прорезиненные кордшнуровые ремни (рис. 22, а, внизу). Благодаря высокой упругости материала они хорошо амортизируют колебания нагрузки и вибрации деталей. Ширина синтетических тканых ремней от 10 до 100 мм, толщина ремня 0,8 или 1 мм, диапазон длин от 250 до 3350 мм. Допустимая скорость до 75 м/с. Ширина прорезиненных кордшнуровых ремней от 30 до 60 мм, толщина 2,8 мм, внутренняя длина от 500 до 5600 мм. Допустимая скорость до 35 м/с. При расчёте плоскоремённой передачи определяют размеры поперечного сечения ремня. Изменением ширины плоского ремня Ьр можно варьировать нагрузочную способность передачи.

Рис. 22. Конструкции поперечного сечения тяговых ремней: а - плоских, б - клиновых, в - поликлиновых
Клиноремённые передачи имеют универсальное назначение. Клиновые ремни обеспечивают большую тяговую способность и меньшие габариты передачи для одинаковой мощности по сравнению с передачами плоским ремнём. Распространение получили кордтканевые и кордшнуровые ремни (рис. 22, б) слойной конструкции, изготовляемые бесконечными. Клиновые ремни в передаче применяют от 2 до 8 штук в комплекте, чтобы варьировать нагрузочную способность передачи. Из-за «рассеяния» длин ремней нагрузка между ними в комплекте распределяется неравномерно, поэтому в клиноремённых передачах требуется подбирать ремни с минимальным отклонением по длине. Клиновые ремни выполняют с углом
· = 36...40°. Отношение большего основания трапециевидного сечения к высоте bp/h
· 1,6 (ремни нормального сечения) или bp/h
· 1,2 (узкие клиновые ремни). Узкие клиновые ремни вследствие большей гибкости дают возможность заменить ремни нормальных сечений, уменьшить количество ремней в комплекте и размеры передачи.
Поликлиновой ремень (рис. 22, е) плоский бесконечный ремень со шнуровым кордом и клиновыми выступами на нижней стороне. Он имеет строго фиксированное и постоянное положение нейтрального слоя, а также ширину и длину рабочих клиньев. Это гарантирует спокойную работу, позволяет применить шкивы меньших диаметров и работать при скоростях до 40 м/с. Ширина поликлинового ремня при передаче такой же мощности значительно меньше ширины комплекта обычных клиновых ремней.
Тип клинового ремня - ремень нормального сечения (Z, А, В, С, D, Е, ЕО), узкий клиновой ремень (сечения УО, УА, УБ или УВ) или поликлиновой ремень (сечения К, Л или М) - назначают в зависимости от величины вращающего момента на ведущем шкиве Т1, Н
·м. При расчёте клиноремённой передачи определяют не размеры поперечного сечения ремня, а количество клиновых ремней zp в комплекте или количество клиньев z поликлинового ремня.
Зубчато-ремённая передача (рис. 23) соединяет в себе достоинства ремённых и цепных передач. По названию и конструкции тягового органа эту передачу относят к ремённым, а по принципу работы - к цепным передачам. Такая передача компактна, работает плавно и почти бесшумно, не требует смазывания и тщательного ухода. Принцип зацепления устраняет проскальзывание ремня на шкивах, нет необходимости и в большом предварительном натяжении ремня.
Зубчатый ремень представляет собой плоскую ленту с трапецеидальным или полукруглым профилем зубьев на внутренней поверхности. Такие ремни изготовляют из маслостойких искусственных материалов и армируют стальными проволочными тросами (диаметр троса 0,36 или 0,75 мм, он свивается из проволоки диаметром 0,12 мм), которые и воспринимают основную нагрузку, передаваемую ремнём. Для работы в лёгких условиях применяют ремни, армированные полиамидным кордом.



Рис. 23. Привод с зубчато-ремённой передачей и форма профиля зубчатого ремня

Шкивы ремённых передач всех видов могут быть монолитными или состоять из обода, ступицы, диска или спиц. Обычно их изготовляют из серого чугуна (например, марки СЧ20) или из стали, а при высоких окружных скоростях - из лёгких сплавов или пластических масс.
Кинематика и геометрические параметры передачи. Кинематическими параметрами ремённых передач являются: передаточное отношение 13 EMBED Equation.3 1415 и окружная скорость 13 EMBED Equation.3 1415
Здесь
· = 0,01...0,03 - коэффициент упругого скольжения ремня по шкиву.
Основные геометрические параметры передачи:
диаметры шкивов: ведущего 13 EMBED Equation.3 1415 и ведомого d2 =d1ст
·upeм =>d2cт; значения расчётных диаметров округляют до ближайшей величины из стандартного ряда;
межосевое расстояние арем
· 2(dl + d2); его можно увеличить в зависимости от конструкции машины или её привода;
длина ремня lр; расчётную величину lр согласовывают со стандартным значением длин ремней.
КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И РАСЧЁТА РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ:
тяговая способность (определяется коэффициентом тяги
·,
максимальные напряжения в ремне (
·mах),
долговечность ремня (Lh).
Тяговую способность ремня принято характеризовать кривыми скольжения ремня по шкиву и КПД. Кривые скольжения (рис. 24), получаемые опытным путём, показывают зависимость величины упругого скольжения
· от относительной нагрузки - коэффициента тяги
·. На этих графиках выделяют критические значения коэффициента тяги
·к, которые разделяют график на зону упругого скольжения (нормальной работы передачи) и зону буксования. В правильно спроектированной передаче ремень должен работать на грани пробуксовывания и сохранять работоспособность при выполнении
Условия 13 EMBED Equation.3 1415
Для плоскоремённых передач
·к = 0,4...0,6, для клиноремённых передач
·к = 0,7...0,9.
Полезное окружное усилие в ремённой передаче можно рассчитать по следующей формуле Ft= F1 -F2 =2000T1/d1.


Рис. 24. Кривые скольжения ремня и КПД ременной передачи

Нагрузка на детали ремённой передачи. При работе ремень нагружен силами: предварительного натяжения Fo, полезной окружной силой Ft, центробежной силой Fv и изгибающим усилием Fиз, которые создают соответствующие напряжения в ремне. Соотношение между усилием F1 в ведущей, набегающей на шкив ветви ремня, и усилием F2 в ведомой ветви ремня (рис. 25) описывается формулой Л. Эйлера F1/F2 =ef’a, где f'’ - приведённый коэффициент трения ремня по шкиву; а угол охвата шкива ремнём. Леонард Эйлер (1707...1783 гг.) - великий математик, физик и астроном, имел немецко-швейцарское происхождение. В 1727 г. он был приглашён Екатериной II в Россию, и до 1741 г. работал в Петербургской Академии наук. В моменты острой политической ситуации нашёл прибежище у Фридриха II в Потсдаме. В 1766 г. возвратился в Петербург и плодотворно работал в Академии наук, несмотря на потерю Зрения, отягчившую конец его жизни и деятельности. Он обладал почти невероятной работоспособностью и научной продуктивностью: его работы и научные статьи публиковались после его смерти ещё в течение 40 лет.
Усилие Fe, действующее на валы ремённой передачи, значительно больше, чем, например, в зубчатых передачах. Рассчитать нагрузку на валы ремённой пере дачи (см. рис. 25) можно по формуле



Рис. 25. К расчёту усилий на валах ремённой передачи
13 EMBED Equation.3 1415
где
·1 - угол охвата ремнём меньшего шкива.
Максимальные напряжения в ремне не должны превышать допускаемого значения, т.е. должно выполняться условие 13 EMBED Equation.3 1415
где Sp - площадь поперечного сечения ремня, мм2;

· - плотность материала ремня, кг/м3;
Е - модуль упругости ремня при изгибе, МПа;
у - расстояние от наружной поверхности до нейтрального слоя ремня, мм.
Основные этапы расчёта ремённых передач:
выбирают тип и материал плоского ремня или тип, сечение и материал клинового (поликлинового) ремня в зависимости от передаваемого вращающего момента Т1 на ведущем шкиве;
определяют расчётные диаметры d1 и d2 шкивов и рассчитывают межосевое расстояние передачи или назначают его из конструктивных соображений больше, чем apeм
· 2(d1 + d2);
вычисляют длину ремня lр с округлением её значения до большего ближайшего значения из стандартного ряда;
для плоскоремённой передачи определяют размеры поперечного сечения ремня bрх
·р, а для клиноремённой передачи - количество ремней в комплекте при выполнении условия zp < [zp] или число клиньев поликлинового ремня z при выполнении условия z < [z];
оценивают суммарные напряжения в ремне и его долговечность;
разрабатывают конструкции шкивов передачи.

2.3. Цепные передачи
КОНСТРУКЦИИ И РАБОТА ПРИВОДНЫХ ЦЕПЕЙ. Цепная передача (рис. 26) состоит из цепи и звёздочек и является передачей зацеплением с гибкой связью. Кроме этих основных элементов большинство конструкций цепных передач имеют натяжные и смазочные устройства, а также ограждение.
Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с этим уменьшается нагрузка на валы и опоры, а также повышается КПД передачи. В цепной передаче основным элементом является сама цепь, работоспособность и надёжность которой определяет надёжность передачи. Широко применяются два вида цепей: роликовые (рис. 27) и зубчатые (рис. 28) цепи.


Рис.26. Привод с редуктором приводных и цепной передачей

Применение цепных передач. В многоступенчатых приводах машин цепные передачи устанавливают, как правило, на тихоходной ступени - после редуктора, для передачи вращения ведущему валу технологической машины. Наиболее крупным потребителем приводных цепей (около 80% всего объёма) является сельхозмашиностроение. Ресурс цепных передач должен составлять 10...15 тыс. ч.
Достоинства цепных передач: отсутствие проскальзывания; меньшие, чем у ремённых передач, габариты, но более высокий КПД; широкий диапазон межосевых расстояний. Недостатки: непостоянство скорости движения цепи, необходимость точной установки валов, необходимость смазывания и регулировки провисания цепи.

Рис. 27. Цепь роликовая однорядная:
а - конструкция цепи (1 - соединительное звено; 2 - переходное звено); б - звёздочка с роликовой цепью
Кинематика передачи. Передаточное отношение цепной передачи ицеп = n1 /п2 = z2/z1, средняя скорость цепи vцеп = z1
·n1
·t/60000, где z1 и z2 - число зубьев ведущей и ведомой звёздочек. Основными геометрическими параметрами приводной цепи являются шаг t - расстояние между осями соседних шарниров (обычно кратный 1 дюйму, т.е. 25,4 мм), ширина цепи В, межосевое расстояние и длина цепи. Чем больше шаг цепи, тем выше нагрузочная способность передачи, но сильнее удары звеньев о зубья звёздочек, что повышает шум при работе и снижает долговечность передачи. При больших скоростях следует применять цепи с малым шагом.
Приводные роликовые и втулочные цепи (рис. 27) выпускаются в широком диапазоне шагов цепи и конструктивно хорошо отработаны. Основной их недостаток в процессе эксплуатации - постепенное увеличение шага наружного звена из-за износа шарнира при неизменном шаге внутреннего звена. Вследствие этого - преждевременный выход цепи из строя.
Приводные зубчатые цепи (рис. 28) с шарнирами качения эффективно применяются в высокоскоростных приводах различных машин. Они успешно заменяют роликовые цепи и конкурируют с зубчато-ремёнными приводами, имея преимущество в размерах. Кроме того, зубчатые цепи обладают небольшой внутренней динамикой (за счёт почти безударной посадки звена на зуб звёздочки) и даже при высоких скоростях работают с малым шумом.

Рис. 28. Цепь зубчатая с шарнирами качения: а - конструкция цепи; 6 - звёздочка с зубчатой цепью
Материалы деталей приводных цепей. Пластины цепей должны обладать высоким сопротивлением усталости, поэтому их изготовляют из среднеуглеродистых (сталь 45, 50) или легированных сталей (40Х, 40ХН) и подвергают термообработке до твёрдости Н = 40...50 HRCэ Детали шарниров (валики и втулки) должны быть износостойкими, их изготовляют из сталей марок 15Х, 12ХНЗА, подвергают цементации и закалке до твёрдости Н = 56...65 HRCэ.
Материал звёздочек должен быть износостойким и хорошо сопротивляться ударным нагрузкам, поэтому звёздочки приводных цепей изготовляют из сталей марок 45, 40Х, 12ХНЗА и др. с закалкой и цементацией низколегированных сталей.

ПРИЧИНЫ ОТКАЗОВ И ОСНОВЫ РАСЧЁТА ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ. Современные методы расчёта цепных передач основаны на критериях: допустимого давления в шарнире звена как основного фактора, влияющего на износостойкость цепи; износостойкости цепи, базирующейся на общих законах долговечности деталей машин, работающих на изнашивание; выносливости элементов звена цепи (в первую очередь, пластин).
При расчёте роликовых цепей, выбрав число зубьев ведущей звёздочки z1 = 29 – 2uцеп, коэффициент эксплуатации Кэ и коэффициент рядности цепи Кm и задавшись величиной допускаемого среднего давления в шарнире в зависимости от скорости и шага цепи [ри] = 15...35 МПа, определяют шаг цепи t, мм,
по формуле 13 EMBED Equation.3 1415.
При расчёте зубчатых цепей, выбрав предварительно число зубьев ведущей звёздочки z1, шаг цепи t, коэффициент эксплуатации Кэ и среднюю скорость цепи vц, определяют ширину цепи В, мм. 13 EMBED Equation.3 1415.
где KN - коэффициент мощности, вводимый при скорости vцеп
· 10 м/с.

2.4. Фрикционные передачи
ВИДЫ ФРИКЦИОННЫХ ПЕРЕДАЧ И ВАРИАТОРОВ. Фрикционная передала относится к передачам трением с непосредственным касанием катков. Наиболее важным вопросом этой темы является понятие о контактных напряжениях сжатия
·
· и их расчёте, поскольку эти напряжения используются и при расчёте других видов передач.
Простейшая фрикционная передача (рис. 29) состоит из двух соприкасающихся между собой катков, прижатых друг к другу силой Fn. Область применения фрикционных передач: колесо - рельс, колесо - полотно дороги (рельсовый и безрельсовый транспорт), кинематические схемы приборов и др. Часто фрикционные передачи применяют в вариаторах.
Преимущества фрикционной передачи: простота конструкции, бесшумность при работе, возможность бесступенчатого регулирования передаточного отношения (вариаторы).
Недостатки: неизбежное упругое (а иногда и геометрическое) проскальзывание катков, большая нагрузка на валы и опоры, необходимость нажимного устройства.



Рис.29. Схемы фрикционных передач:
а - цилиндрической, б - конической
Вариатор - передача с плавно изменяемым (регулируемым) передаточным отношением. Вариаторы используют в станкостроении, химической промышленности, в том числе - при производстве бумаги. Некоторые схемы фрикционных вариаторов представлены на рис. 30. Критерии выбора вариаторa: надёжность, мощность (до 30 кВт), частота вращения ведомого вала, габариты, масса, КПД и диапазон регулирования Д = п2max ! n2min =
·2max /
·2min. Обычно Д = 3...4.


Рис. 30. Схемы фрикционных вариаторов: а - дискового, б - лобового, в - конусного, г - торового
Кинематика и геометрические параметры фрикционной передачи.
d2 Кинематика передачи: 13 EMBED Equation.3 1415, где
· = 0,005...0,050 - коэффициент скольжения катков. При работе передачи различают скольжение: упругое (происходит всегда) и геометрическое (зависит от формы катков). Геометрические параметры передачи: диаметры катков d1 и d2, межосевое расстояние а, ширина катков b, углы
·1 и
·2 пересечения осей в конической передаче.
ОСНОВЫ РАСЧЁТА НА ПРОЧНОСТЬ ФРИКЦИОННЫХ ПЕРЕДАЧ. При работе передачи происходит разрушение поверхностей катков в виде усталостного выкрашивания от контактных напряжений
·Н, изменение размеров катков в результате изнашивания от сил трения. Первоначальный контакт (без приложения силы Fn) двух цилиндров с параллельными осями происходит по линии, т.е. по образующей цилиндров, а при сжатии цилиндров (рис. 31) нормальной силой Fn в результате упругих деформаций переходит в контакт по поверхности, т.е. по площадке шириной 2b и длиной l.
Для случая сжатия двух цилиндров можно воспользоваться формулой Г. Герца (H.Hertz. 1857...1894 гг.), которую талантливый немецкий физик- экспериментатор в 1881 г. предложил для определения максимального значения контактных напряжений.
Условие предотвращения усталостного выкрашивания стальных катков
13 EMBED Equation.3 1415.
В этой формуле: Fn/l - расчётная удельная нагрузка на единицу длины площадки контакта, Н/мм; 13 EMBED Equation.3 1415 - приведённый модуль упругости материалов катков, имеющих модули упругости E1 и Е2, для стальных катков Епр = 2-105 МПа;
13 EMBED Equation.3 1415 - приведённый радиус кривизны контактирующих катков.
Требования к материалам фрикционных катков: высокая поверхностная прочность и износостойкость большой коэффициент трения и модуль упругости.



Рис.31. К определению контактных напряжений сжатия

Для изготовления катков фрикционных передач широко применяют легированные стали, чугуны и неметаллические материалы, например, текстолиты. Допускаемые напряжения [
·Н] зависят от марки и твёрдости материала катков. Так, для катков из стали 18ХГТ, закалённой до твёрдости Н = 59...63 HRCэ, [
·Н] = 800...1200 МПа, для катков из текстолита [
·Н] = 80...100 МПа.
Сила Fn прижатия катков в зависимости от передаваемой нагрузки Ft составляет
13 EMBED Equation.3 1415, где К = 1,3...1,5 - коэффициент запаса; f коэффициент трения между катками; f = 0,04...0,05 стальные катки при работе со смазкой; f = 0,15...0,20 - сталь по стали или чугуну при работе без смазки; f = 0,20...0,30 - сталь по текстолиту при работе без смазки.
Записанное выше условие
·Н
· [
·Н] для предотвращения усталостного выкрашивания рабочих поверхностей фрикционных катков удобно использовать для проверочного расчёта передачи. Для выполнения проектировочного расчёта формулу Герца преобразуют, принимая за искомый параметр диаметр катка d или межосевое расстояние а.
Например, для лобового вариатора (см. рис. 30, б) со стальными катками в формулу Г. Герца подставляют: нормальную силу прижатия
13 EMBED Equation.3 1415
длину площадки контакта l = b =
·bd
·d1 (поскольку
·bd = b/d1) и величину приведённого радиуса кривизны 1/
·пр, в нашем случае 13 EMBED Equation.3 1415
Затем приравнивают действующие напряжения к допускаемым напряжениям и возводят обе части равенства в квадрат. Из полученного равенства
13 EMBED Equation.3 1415, путём математических преобразований, находят выражение для расчёта диаметра ведущего катка вариатора d1, мм, 13 EMBED Equation.3 1415. Здесь N, - в кВт; Епр = 2
·105 МПа; n1 - в об/мин;
·bd = 0,2...0,6.
2.5. Зубчатые передачи
Эта тема является наиболее важной и сложной в курсе «Детали машин». В начале следует уяснить основные положения расчёта кинематических и геометрических параметров эвольвентного зацепления, а затем основы расчётов зубчатых передач на прочность.
Применение зубчатого колеса, как наиболее важного элемента многих машин, связано с изобретением мукомольных мельниц - первых машин в истории человечества, в которых применяли обычно деревянные зубчатые колёса. С появлением механических часов зубчатые передачи получают быстрое развитие: качество зубчатых колёс определяет точность хода часов и их долговечность. При этом форма зубьев играет важнейшую роль, а для профилирования зубьев применялись циклоида, эвольвента и др. кривые.
Эвольвентное зубчатое зацепление предложено Л. Эйлером в середине XVIII века (1754 г.), но широкое применение таких зубчатых колёс началось лишь в конце XIX века с освоением эффективного способа их изготовления методом обкатки. Круговинтовое неэвольвентное зубчатое зацепление было изобретено в СССР в 1954 году проф. М. Л. Новиковым (Военно-воздушная инженерная академия им. Н.Е.Жуковского) и носит его имя - зацепление Новикова.

ВИДЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКА. Зубчатая передача это механизм для передачи или преобразования движения с помощью зубчатого зацепления. Передача состоит из пары сопряжённых зубчатых колёс, меньшее из которых называют шестерней, а большее - колесом. Зубчатые передачи являются самыми распространёнными среди механических передач и находят очень широкое применение в различных механизмах и машинах. Годовой выпуск зубчатых колёс исчисляется миллионами штук. Некоторые виды зубчатых передач представлены на рис. 32.
Классификация зубчатых передач: передачи цилиндрические, реечные, конические, планетарные, волновые и др.; открытые и закрытые; замедлительные и ускорительные; с эвольвентными и неэвольвентными зубьями; одноступенчатые и многоступенчатые; без смещения и со смещением режущего инструмента (корригированные).Преимущества зубчатых передач: высокая надёжность и долговечность, компактность и универсальность, высокий КПД и постоянство передаточного отношения. Недостатки: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум и динамические нагрузки при больших скоростях ного регулирования u.



Рис. 32. Основные виды зубчатых передач. Цилиндрические: а - прямозубая, б - косозубая, в - шевронная г - с внутренним зацеплением, д - реечная; конические:
в - прямозубая, ж - косозубая, з-с круговыми зубьями

Кинематика и основные геометрические параметры цилиндрических зубчатых колёс. Кинематика передачи: передаточное отношение зубчатой передачи u = n1/n2 = d2/d1 = z2/z1 где z1 и z2 - число зубьев шестерни и зубчатого колеса соответственно. При u > 1 передача понижает частоту вращения и используется в редукторах, при u < 1 передача повышает частоту вращения (мультипликаторы). Число зубьев шестерни обычно z1 = 18...25, z]max = 30...35; в прямозубых передачах z1min = 17, в косозубых передачах z1min = 14. Число зубьев колеса z2 = z1
· u (с округлением до ближайшего целого числа). В зубчатой передаче окружные скорости в месте контакта зубьев шестерни и колеса равны, т.е. v1 = v2, или
·d1
·n1 /60000 =
·d2
·n2/ 60000, где d1 и d2 -делительные диаметры зубчатых колёс.
Главный геометрический параметр эвольвентного зубчатого зацепления (рис. 33) модуль зацепления т. Из равенства
·
· d = р
· z, где р шаг зубьев, а
z - число зубьев, следует d = (p/
·)
·z = m
·z, т.е. m = р/
·. ГОСТ 9563-80 регламентирует ряд модулей: 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 7; 8; 9; 10... мм. Значения первого ряда выделены полужирным шрифтом.
Для косозубых колёс с углом наклона зубьев
· стандартизован нормальный модуль зацепления mn, при этом окружной модуль mt = mn / cos
·. Угол наклона зубьев косозубых колёс
· = 8...20°, для шевронных колёс
· = 25...45°. Выбор угла наклона зубьев зависит от выполнения условия, при котором коэффициент осевого перекрытия зубьев
·
· > 1 (обычно
·
· = 1,1... 1,2). Для безударного зацепления величина коэффициента торцового перекрытия зубьев
·а также должна быть больше 1 (обычно
·а
· 1,2).
Размеры зуба передач без смешения: высота головки ha = m; высота ножки hf = 1,25m; высота всего зуба h = 2,25m; радиальный зазор с = hf - ha =0,25m. Размеры колёс: диаметр делительной окружности d = m
·z; окружности вершин зубьев da = m(z + 2); окружности впадин зубьев df = m(z 2,5).
i
Рис. 33. Геометрия эвольвентного зубчатого зацепления: а - элементы зацепления колёс, б - параметры зацепления
Межосевое расстояние передачи aw = 0,5m(zi + z,). Погрешность монтажа передачи
·а = 0,01 ...0,02 мм. Угол зацепления
·w = 20°.
Ширина венца зубчатого колеса b =
·ba
· aw =
·bm
· т =
·bd
·d. Здесь коэффициенты ширины: по межосевому расстоянию
·ba=b/aw = 0,25...0,50 (симметричное расположение колёс относительно опор),
·ba = 0,2...0,4 (несимметричное расположение) и
·ba = 0,15...0,25 (консольное расположение); по модулю
·bm = b/т = 6...15 (прямозубые колёса) и
·bm = 10...25 (косозубые колёса); по диаметру
·bd = b/d = 0,4...1,6 (симметричное расположение колёс относительно опор),
·bd = 0,3... 1,3 (несимметричное расположение) и
·bd = 0,2...0,7 (консольное расположение). Ширина шестерни b1 = b + 2m.

МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС, ТОЧНОСТЬ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ПЕРЕДАЧ.
Требования к материалам зубчатых колёс: высокое сопротивление контактной усталости поверхностных слоев зубьев, прочность зубьев на изгиб, сопротивление заеданию и изнашиванию. Основные материалы зубчатых колёс - термически или химико-термически обрабатываемые стали. Допускаемые контактные напряжения для сталей пропорциональны твёрдости Н материала (от нем. Harte - твёрдость). Твёрдость стали измеряют твердомерами Бриннеля (обозначают HB), Роквелла (HRCэ) или Виккерса (HV) - см. с. 35.
Условно по величине твёрдости материалы, применяемые для зубчатых колёс, можно разделить на две группы:
Группа стали
Марка стали
Термообработка зубьев
Соотношение твёрдости зубьев колёс

1-я группа
(НВ1 и НВ2
·350)
Углеродистые: 35, 45, 35Л, 45Л и др.
Улучшение, нормализация
НВ1-НВ2 =
= (20...30)НВ


Легированные: 40Х, 35ХМ, 40ХН и др.
Улучшение + закалка ТВЧ


2-я группа, (НВ1 и НВ2 > 350)


Легированные: 12ХНЗА, 18ХГТ, 20ХНМ, 25ХГМ
Улучшение + цементация + закалка
HRC1=HRC2 = =(50...55)HRCэ


Легированные: 40ХНМА, 38ХМЮА
Улучшение + азотирование
HRC1=HRC2 = (55...65)HRCэ

Зубья колёс нарезают методом копирования модульной дисковой фрезой (рис. 34, а) или пальцевой фрезой (рис. 34, б), а также методом обкатки, или огибания, червячной фрезой (рис. 34, в) или долбяком (рис. 34, г).
Стандарт предусматривает 12 степеней точности изготовления: от 1-й до 12-й в порядке уменьшения точности. При v = 12...20 м/с назначают 6-ю, а при v = 6...12 м/с - 7-ю степень точности; для передач общего машиностроения при v < 6 м/с 8-ю степень точности. Обозначение на чертеже: Ст. 9-8-7-В Г0СТ 1643-81. Здесь- 9 - норма кинематической точности, которая характеризуется суммарной погрешностью углов поворота сцепляющихся колёс за один оборот; 8 - норма плавности работы передачи, она определяется величиной повторяющихся колебаний скорости за один оборот колеса; 7 - норма контакта, характеризующая концентрацию нагрузки на зубьях; В - вид сопряжения (обозначается латинской буквой А, В, С, D, Е или Н в порядке уменьшения величины бокового зазора между зубьями, предотвращающего заклинивание зубьев при разогреве в процессе работы).

Рис.34.Методы нарезания зубьев зубчатых колёс

Важными критериями качества зубчатой передачи являются также виброактивность и шум при работе. Методы борьбы с шумом: повышение степени точности, применение операций по отделке зубьев (шлифование и хонингование), переход с прямых на косые зубья, повышение коэффициента перекрытия.
Причины отказов и виды расчётов зубчатых передач. Прежде чем перейти к расчёту зубчатых передач на прочность, необходимо усвоить сведения о видах разрушения зубьев. Сила давления зуба шестерни на зуб колеса - это нормальное усилие Fn (рис. 35, а). Оно направлено по линии зацепления, т.е. общей нормали к рабочим поверхностям зубьев, проходящей через полюс зацепления П. От силы Fn на рабочих поверхностях зубьев возникают циклически изменяющиеся контактные напряжения
·Н, а у основания зубьев - напряжения изгиба
·F. Сила Fn и напряжения
·Н и
·F в зубьях - величины переменные. Они изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу (рис. 35, б). За время одного оборота колеса t1 зуб находится под нагрузкой в течение времени t2. При времени оборота колеса t1
· 0,1 с значение t2
· 0,002 с, что сопоставимо со временем протекания процесса удара. Переменные напряжения являются причиной повреждений зубьев в виде механического и молекулярно-механического изнашивания, а также их поломки.
Механическое изнашивание включает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев и износ зубьев.
Усталостное выкрашивание самый распространённый вид повреждения зубьев закрытых хорошо смазываемых зубчатых передач (рис. 36, а). При этом на рабочих поверхностях зубьев появляются небольшие углубления, которые затем растут и превращаются в раковины.
Износ зубьев (рис. 36, б) - результат изнашивания их рабочих поверхностей, проявляющийся в виде отделения частиц материала при трении. Изнашивание возрастает с увеличением контактных напряжений, при этом искажается профиль зубьев, и изменяются их размеры.



Рис. 35. Виды напряжений и характер нагружения зубьев
Абразивный износ является основной причиной выхода из строя открытых передач, а также закрытых передач тех машин, которые работают в засорённой абразивом среде. Сопротивление выкрашиванию и износу возрастает с увеличением твёрдости поверхностей зубьев, при повышении чистоты обработки зубьев и правильном подборе смазочного материала.
Молекулярно-механическое изнашивание проявляется как заедание (рис.   36, в), т.е. в виде молекулярного сцепления контактирующих поверхностей при разрушении смазочной плёнки, которое происходит при высоких контактных давлениях и больших скоростях скольжения.
Поломка зубьев - наиболее опасный вид разрушения, который часто приводит к выходу из строя не только зубчатой передачи, но и других деталей машины (валов и подшипников). Поломка происходит от перегрузок машины или усталости материала колёс при переменных нагрузках, Трещины обычно появляются у основания зубьев со стороны растянутых волокон.

Рис. 36. Виды разрушения зубьев (а, б, в) и схема образования усталостного выкрашивания (г)
Согласно ГОСТу 21354-87 основными критериями работоспособности закрытых эвольвентных цилиндрических зубчатых передач являются: контактная прочность рабочих поверхностей зубьев и прочность зубьев при изгибе.
Для закрытых зубчатых передач производят два основных вида расчётов:
на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев для предотвращения усталостного выкрашивания;
на прочность зубьев при изгибе для предотвращения поломки зуба.
Действующая и расчётная нагрузка в передаче. Силу Fn принято раскладывать (рис. 37) на составляющие: окружную Ft, радиальную Fr, а для косозубых колёс ещё и осевую силу Fa. Такое разложение удобно для расчёта валов и их опор - подшипников. При определении этих составляющих обычно известен вращающий момент Т и делительный диаметр d, поэтому легко определяется окружное усилие Ft = 2000T/d. Другие силы в зацеплении рассчитывают через величину окружного усилия Ft. Так, для прямозубой передачи радиальная сила Fr = Ft
· tg
·w, а нормальное усилие Fn= Ft/ cos aw.
Для косозубой передачи дополнительно учитывают угол
· наклона зуба к оси колеса, поэтому радиальная сила Fr = Ft
· tg
·w /cos
·,


Рис. 37. К расчёту усилий в зубчатом зацеплении
осевая сила Fa = Ft
· tg
·, а нормальное усилие Fn = Ft/(cos
·w
·cos
·).
Как сказано ранее, расчётная нагрузка - это произведение номинальной нагрузки на коэффициент К, причём всегда значение К > 1. Для зубчатых передач расчётную нагрузку задают в виде мощности Np = Nном
·K, вращающего момента Тр = Тном
·К или окружного усилия Ft.p = Ft ном K, а коэффициент К = КА
·К
·
· К
·
·Kv,
где КА коэффициент внешней динамической нагрузки; при постоянной нагрузке КА = 1, при переменной нагрузке КА = 1,1...2,0;
К
· - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями; в зависимости от степени точности передачи и окружной скорости К
· = 1,02...1,10;
К
· - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий; в зависимости от величины коэффициента
·bd и твёрдости поверхностей зубьев К
· = 1,05...1,20;
Kv коэффициент внутренней динамической нагрузки; в зависимости от величины окружной скорости Kv = 1,05...1,50.
РАСЧЁТНАЯ СХЕМА И ЦЕЛЬ РАСЧЁТА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ НА УСТАЛОСТНОЕ ВЫКРАШИВАНИЕ ЗУБЬЕВ. Следует заметить, что контактное сжатие двух эвольвентных зубьев в зацеплении при расчёте зубчатой передачи заменяется контактным сжатием двух цилиндров с кривизной, соответствующей кривизне боковой поверхности зубьев. Радиусы цилиндров pi и р2 показаны на расчётной схеме (рис. 38).
Условие контактной прочности рабочих поверхностей зубьев при проверочном расчёте передачи со стальными эвольвентными зубчатыми колёсами, когда известны материалы и размеры колёс, можно записать на основании формулы Герца в виде 13 EMBED Equation.3 1415
В этом условии прочности: F/l
· расчётная удельная нагрузка на единицу длины контактных линий в зацеплении зубьев,
[
·Н] допускаемые контактные напряжения, определяемые раздельно для шестерни и колеса. Для длительно работающих передач допускаемые напряжения зависят, главным образом, от твёрдости поверхностей зубьев и структуры материалов зубчатых колёс.
Обратите внимание! При решении задачи контактного сжатия поверхностей (см. рис. 31) силой Fn
· 12 кН для тел с размерами
·1 = 10 мм,
·2 = 30 мм и l = 26 мм (что близко к размерам зубьев зубчатой передачи) установлено, что ширина площадки 2Ь составляет 0,4 мм, а упругое сближение осей катков
· = 0,015 мм. При этом уже на глубине 0,6 мм от поверхности контакта напряжения уменьшаются в 3 раза по сравнению с максимальными напряжениями на поверхности площадки контакта.
Значит, максимальные контактные напряжения возникают в поверхностном слое малой толщины и для увеличения контактной прочности достаточно упрочнить термической обработкой только слой материала вблизи поверхности контакта (для зубьев зубчатых колёс толщина этого слоя составляет 0,2...0,3 модуля зацепления).
Формулу Герца принимают исходной для вывода расчётных зависимостей при проектировочном расчёте передачи, искомым параметром в этом случае обычно является межосевое расстояние передачи aw.
Подставив в формулу Герца расчётную нагрузку в зацеплении, величину приведённого модуля упругости материалов колёс и расчётные коэффициенты, после математических преобразований получают выражение для проектировочного расчёта закрытых цилиндрических зубчатых передач:
13 EMBED Equation.3 1415
где Ка = 450 - для прямозубых или Ка = 410 - для косозубых передач; u передаточное отношение рассчитываемой передачи; ТH1 вращающий момент на шестерне, Н
·м; Кн - коэффициент расчётной нагрузки;
·ba = 0,2...0,5; величину
·ba выбирают по схеме передачи в зависимости от расположения колёс относительно опор.



Рис. 38. Схема к расчёту контактной прочности зубьев
Определив межосевое расстояние aw, рассчитывают геометрические параметры зубчатых колёс. После проектировочного расчёта закрытой передачи производят её проверочный расчёт по условиям:
·Н
· [
·Н ] и
·F
· [
·F ].

РАСЧЁТНАЯ СХЕМА И ЦЕЛЬ РАСЧЁТА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБНУЮ ПРОЧНОСТЬ ЗУБЬЕВ. В этом случае, как и в предыдущем, важным моментом является составление расчётной схемы (рис. 39). Нагрузку Fn прикладывают к вершине зуба под углом зацепления
·w = 20°. Зуб рассматривают как консольную балку, работающую на изгиб. Силу Fn раскладывают на вертикальную силу Fr и горизонтальную Ft составляющие. Далее рассматривают напряжения, возникающие в основании зуба от действия радиальной силы Fr (напряжения сжатия
·сж) и окружной силы Ft (напряжения поперечного изгиба
·и). На рис. 39 показаны эпюры напряжений в опасном сечении зуба от сил Fr и Ft, в том числе и эпюра суммарных напряжений.
Как показывают опыты, циклическое растяжение стальных зубьев значительно опаснее их циклического сжатия. Поэтому за исходное уравнение для вывода расчётных зависимостей принимают соотношение, соответствующее результирующему напряжению на растянутой стороне зуба, и условие прочности имеет вид:
·F = (
·и -
·сж )
· [
·F ].
Причём
·сж
· 0,06
·и, a [
·F] - допускаемые изгибные напряжения, определяемые раздельно для материала шестерни и колеса; они зависят от твёрдости поверхностей зубьев, структуры материала, способа получения заготовки колеса и вида приложенной нагрузки (реверсивная или нереверсивная).
После подстановки размеров опасного сечения зуба, расчётной нагрузки и математических преобразований получают формулу для проектировочного расчёта открытых зубчатых передач. Искомый параметр модуль зацепления т. Этот параметр является определяющим и при проектировании закрытых передач с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев, когда Н > 59 HRC.


Рис. 39. Схема к расчёту прочности зубьев на изгиб
Итак, расчётный модуль зацепления
13 EMBED Equation.3 1415

Здесь: KF - коэффициент расчётной нагрузки;
Yfsi - коэффициент формы зуба и концентрации напряжений (зависит от эквивалентного числа зубьев шестерни);
Y
· - коэффициент перекрытия зубьев (для прямозубых передач Y
· =1);
Y
· - коэффициент наклона зубьев (для прямозубых передач Y
· =1);

·bт - коэффициент ширины колеса по модулю (зависит от формы зубьев - прямые или косые).
Определив модуль зацепления m, величину которого согласовывают со стандартным рядом значений модуля, вычисляют геометрические размеры зубчатых колёс. После проектировочного расчёта открытой передачи производят её проверочный расчёт по условиям:
· F < [
· F] и
· H <[
·Н ].
Резюме. Приблизиться к равнопрочноспги зубьев силовых передач по контактной и изгибной выносливости можно, назначая модуль m в зависимости от определённого из расчёта на контактную прочность межосевого расстояния aw: для колёс с однородной структурой материшга m = (0,01 ...0,02)aw и для колёс с поверхностным упрочнением зубьев m = (0,015...0,030) aw. При этом большие значения модуля назначают при работе передач со значительными перегрузками и при повторно-кратковременных режимах.
Правильно спроектированная зубчатая передача должна исключить возможные причины отказов за требуемый срок службы. Правильно изготовленная передача при надлежащей эксплуатации не должна производить сильный шум при работе и перегреваться.
2.6. Червячные передачи
ВИДЫ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ, ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ.
При изучении этой темы следует обратить особое внимание на различия в конструкции, материалах деталей и методах расчёта зубчатых и червячных передач, т.е. произвести сравнительный анализ указанных механизмов, а начинать следует с усвоения геометрических параметров деталей передачи.
Червячные передачи изобретены Архимедом (цилиндрический червяк) и усовершенствованы Леонардо да Винчи (глобоидный червяк). Леонардо да Винчи (1452...1519 гг.) - инженер, архитектор, конструктор и художник эпохи Возрождения - создал схемы зубчатых передач с перекрещивающимися осями, червячной глобоидной передачи, предложил подшипники качения, шарнирные цепи, разработал проекты парашюта и летательного аппарата с машущими крыльями (вертолёт).
Червячная передача состоит из червяка и червячного колеса и относится к передачам зацеплением с перекрещивающимися обычно под углом 90° осями вращения. Как правило, ведущим звеном является червяк, а ведомым -червячное колесо. Червяк по форме (см. рис. 40) похож на винт с трапецеидальной резьбой. Червячные передачи применяют в станках, грузоподъёмных устройствах, в транспортирующих и других машинах.

Рис. 40. Привод с червячным редуктором Рис 41. Схема передачи с цилиндрическим (а) и глобоидным (б) червяком
Классификация червячных передач: передачи с цилиндрическим (архимедовым, эвольвентным или конволютным червяком) и глобоидным червяком - рис. 41; с однозаходным и многозаходным червяком; с верхним, нижним или боковым расположением червяка; открытые и закрытые.
Преимущества червячной передачи: большое передаточное отношение u - 8...80, плавность и бесшумность работы, компактность. Недостатки: сравнительно низкий КПД, высокие требования к точности изготовления и монтажа передачи, большая стоимость материала венцов червячных колёс.
Кинематика: передаточное отношение червячной передачи u = n1/n2 = z2/z1. Здесь z1 - число заходов червяка; z2 = 1, 2, 3 или 4; z2 число зубьев колеса; z2 = z1
·u = 27...80. Окружная скорость червяка v1 =
·d1n1/60000 больше (рис. 42) окружной скорости колеса v2 =
·d2n2/60000, а скорость скольжения зуба колеса по витку червяка 13 EMBED Equation.3 1415 больше окружной скорости червяка v1. Поэтому в передаче при работе выделяется большое количество теплоты, а КПД передачи невысок - при числе заходов червяка z1 = 1 величина
· = 0,70...0,75.
Геометрические параметры передачи (рис. 43): главный параметр - модуль зацепления т, мм. Стандартный ряд модулей: 1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5 ... мм. Коэффициент диаметра червяка q = d1/m, или q
· 0,25z2; стандартный ряд коэффициентов диаметра червяка: 7,1; 8; 9; 10; 11,2; 12,5; 14; 16; 20... Значения первого ряда коэффициента диаметра выделены полужирным шрифтом.


Рис. 42. К определению скорости скольжения в червячной передаче

Размеры витков червяка и зубьев колеса: высота головки ha = m; высота ножки hf = 1,2m; высота витка червяка или зуба колеса h = 2,2m.
Делительный диаметр: червяка d1 = q
·m, колеса d2 = m
·z2. Другие диаметры: диаметр вершин dа = d + 2m; впадин df=d-2,4m. Наибольший диаметр колеса 13 EMBED Equation.3 1415


Рис.43. К расчёту геометрических параметров червячной передачи
Межосевое расстояние передачи aw = 0,5{d] +d2)= 0,5m(q + z2).
Длина нарезанной части червяка b1
· (11 + 0,06z2)m при числе заходов червяка z1 = 1 или 2; при числе заходов червяка z1 = 4 значение b1
· (12,5 + 0,09z2)m. Ширина венца колеса b2
· 0,75da1 при числе заходов червяка z1 = 1 или 2; при числе заходов червяка z1 = 4 значение b2
· 0,67da1.
Начальный угол подъема витков червяка
· = arctg(z1 / q); угол контакта витка червяка и зуба червячного колеса 2
·
· 110°; угол профиля витка архимедова червяка в осевом сечении
· = 20°.
Материалы червяков и червячных колёс, точность изготовления. Вследствие большого тепловыделения при работе червячной передачи для изготовления червяков и венцов червячных колёс применяют разнородные материалы. Как правило, червяк изготовляют из легированной стали и подвергают термической обработке до высокой твёрдости, а венец колеса выполняют из цветного сплава или (при малой скорости vск) - из чугуна.
Основные марки материалов для изготовления деталей червячной передачи приведены в таблице:
Детали передачи
Наименование
материала
Марка материала и твёрдость Н

Червяк
Легированные стали (термообработка + шлифование и полирование витков)
Сталь 18ХГТ (Н = 56...63 HRC3); 40ХН, 35ХГСА (Н = 45...55 HRC,); 38ХМЮА (Н = 50...56 HRC,)

Венец
червячного
колеса
Оловянистые бронзы
Бронза Бр.О10Ф1, Бр.ОНФ


Безоловянистые бронзы
Бронза Бр.А9ЖЗЛ, Бр.А10Ж4Н4


Чугуны
ЧугунСЧ15, СЧ20

ГОСТ 3675-81 предусматривает 12 степеней точности изготовления черничных передач. В зависимости от величины скорости скольжения vск назначают: 9-ю (пониженную) степень точности при vск до 2 м/с, 8-ю степень точности при скорости 2...6 м/с и т.д. Пример обозначения: Ст. 8-СЬ ГОСТ 3675-81. Здесь С - боковой зазор (вид сопряжения), b - допуск на боковой зазор.
Действующая и расчётная нагрузка в передаче Усилие в червячном зацеплении Fn раскладывают (рис. 44) на три составляющие:
окружную силу червяка Ft1, равную осевой силе колеса Fa2, т.е. Ft1 = Fa2 = 2000T1/ d1;
окружную силу колеса Ft2, равную осевой силе червяка Fa1 т.е. Ft2 = Fal = 2000T2/d2;
радиальную силу червяка и колеса Fr1 = Fr2 = Ft2
·tg
·, где
· угол профиля витка архимедова червяка в осевом сечении. Окружная сила, если червяк является ведущим звеном передачи, направлена против направления его вращения, а на колесе - по направлению его вращения.



Рис. 44. К расчёту усилий в червячной передаче
Расчётная нагрузка в червячном зацеплении определяется произведением поминальной нагрузки на коэффициент нагрузки К = К
·
·Kv = 1,1... 1,2, где К
· коэффициент концентрации нагрузки (после приработки деталей передачи К
·= 1); Kv = 1,1... 1,2 - коэффициент динамичности, учитывающий ошибки изготовления деталей и зависящий от окружной скорости.
ПРИЧИНЫ ОТКАЗОВ И ВИДЫ РАСЧЁТОВ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ. Причинами отказа передачи могут быть: усталостное выкрашивание на боковых поверхностях зубьев колеса для материалов, стойких к заеданию; износ зубьев колеса; заедание при твёрдых материалах колёс; пластическая деформация поверхностей зубьев колеса (при перегрузках); усталостная поломка зубьев колеса (в результате изнашивания).
Основное значение для червячных передач имеют расчёты на сопротивление усталостному выкрашиванию, износу и заеданию. В основу расчёта, как и для зубчатых передач, положена формула Г. Герца. Искомый параметр межосевое расстояние передачи aw. При проектировочном расчёте
13 EMBED Equation.3 1415.
Обычно напряжения изгиба не определяют размеры передачи и являются значимыми только при числе зубьев колеса z2 > 90. Условие проверки прочности на изгиб зуба колеса имеет вид
·f < [
·f]. Допускаемые контактные напряжения для оловянистых бронз [
·H] = 130... 160 МПа, а допускаемые изгибные напряжения для бронз [
·f] = 35.. .75 МПа.
Значительное тепловыделение при работе червячной передачи приводит к нагреву масла, потере им защитных свойств и опасности заедания в передаче, поэтому проводят расчёт передачи на теплостойкость по условию
13 EMBED Equation.3 1415
где t0 - температура воздуха в помещении; обычно принимают t0 = 20 °С;
N1 - мощность на валу червяка, кВт;

· - КПД передачи;
Кт - коэффициент теплопередачи с поверхности корпуса; при естественном охлаждении Кт = 12...18 Вт/(м2
·°С), при установке вентилятора на валу червяка Кт = 18...30 Вт/(м2
·°С), при охлаждении смазки в картере проточной водой Кт = 30...200 Вт/(м2
·°С);
S - поверхность теплопередачи корпуса (без учёта площади днища корпуса редуктора), м2;

· - коэффициент, учитывающий теплоотвод через днище корпуса редуктора; при установке корпуса на бетонном основании
· = 0, при установке корпуса на металлическом основании
· = 0,3.3.

ВАЛЫ И ОСИ. ОПОРЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ - ПОДШИПНИКИ. МУФТЫ ДЛЯ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ
3.1. Валы и оси
НАЗНАЧЕНИЕ, МАТЕРИАЛЫ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ. Валы и оси это детали, предназначенные для поддержания в пространстве вращающихся деталей (шкивов, зубчатых и червячных колёс, звёздочек, муфт и др.). Валы обычно имеют форму тел вращения, они жёстко соединены с сопряжёнными деталями посадками, шпонками, шлицами и т.д., передают вращающий момент и подвержены кручению и изгибу. Оси, в отличие от валов, не передают вращающий момент.
Классификация валов: по виду геометрической оси валы делятся на прямые и коленчатые; по форме внешней поверхности различают валы постоянного диаметра и ступенчатые. Ступенчатые валы находят основное применение, хотя они менее технологичны, чем валы постоянного диаметра. По форме поперечного сечения (рис. 45) валы подразделяют на сплошные, полые, со шпоночными канавками, шлицевые и профильные. Особую группу составляют гибкие проволочные валы (в нашем курсе коленчатые и гибкие валы не рассматриваются).


Рис. 45. Форма поперечного сечения валов и осей

Конструкции и материалы валов. На валу можно выделить отдельные элементы: концевые опорные участки, называемые цапфами или шипами, а при восприятии осевых нагрузок - пятами; переходные участки между соседними ступенями разных диаметров, форма переходных участков оказывает большое влияние на прочность вала; места посадки уплотнений и деталей, передающих вращающий момент.
Ступенчатые валы более удобны при сборке механизмов: каждая деталь свободно проходит на своё место и с одной стороны фиксируется в осевом направлении. Конструкцию ступенчатого вала разрабатывают в зависимости от количества и размеров размещаемых деталей. Такие валы имеют меньшую массу, поскольку по форме приближаются к балке равного сопротивления изгибу. При конструировании вала сначала определяют ориентировочные размеры диаметров консольных участков вала из расчёта только на кручение и разрабатывают первый вариант его конструкции.
Материалы валов и осей - это обычно углеродистые (сталь Ст4, Ст5, 45, 50 и др.) и легированные стали (40Х, 40ХН, 12ХНЗА и др.), редко - чугуны. Прямые стальные валы диаметром до 150 мм изготовляют из проката, валы большего диаметра - из поковок, полые валы из труб стандартных размеров.
КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И РАСЧЁТ ВАЛОВ. Критериями работоспособности валов и осей являются:
прочность (усталостные разрушения происходят в 45...50% случаев; хрупкое разрушение валов случается под действием кратковременных перегрузок);
жёсткость (обязателен, например, расчёт на жёсткость вала-червяка);
виброустойчивость (быстровращающиеся валы, например, вал центрифуги).
Нагрузки на валы и расчётная схема (рис. 46). При эксплуатации на валы действуют нагрузки в виде сосредоточенных и распределённых сил радиального и осевого направлений (усилия в передачах и др.), изгибающих и вращающих моментов. Эти нагрузки обычно являются переменными.
Нагрузки от зубчатых и червячных колёс, шкивов, звёздочек и других деталей, насаженных на валы, передаются через поверхности контакта на вал и являются распределёнными. Для упрощения в расчётных схемах их заменяют сосредоточенными, как и нагрузки, действующие в зубчатом, червячном зацеплении и т.д.
Конструирование валов и их расчёт на прочность неразрывно связаны.
Составив расчётную схему вала (см. рис. 46), проводят его расчёт на статическую прочность при совместном действии изгиба и кручения по методике, известной из курса сопротивление материалов, выполняют проверочный расчёт на усталостную прочность, необходимые специальные расчёты, а затем уточняют конструкцию вала.
Этапы расчёта и проектирования вала:
1. Разрабатывают конструкцию вала и определяют диаметр концевого участка из расчёта только на кручение по величине вращающего момента Т, Н
·м,
13 EMBED Equation.3 1415, где [
·кр] = 12...20 МПа - допускаемое напряжение стали на кручение. При конструировании и предварительном расчёте назначают: диаметры посадочных поверхностей - из ряда номинальных линейных размеров (табл. I), диаметры под подшипники качения - из стандартов на подшипники, перепад диаметров соседних участков вала и размеры галтели по соответствующим стандартам; соединение вал - ступица обычно укрепляют шпонкой или шлицами.



Рис. 46. К расчёту вала на прочность

2. Составляют расчётную схему и проводят расчёт вала на статическую прочность:
расчётную схему (рис. 46) выполняют с приложением внешних сил, действующих в горизонтальной и вертикальной плоскостях;
определяют реакции в опорах А и Б: 13 EMBED Equation.3 1415
строят эпюры изгибающих моментов в горизонтальной МИГ, вертикальной МИВ плоскостях и вычисляют суммарный изгибающий момент в характерных сечениях по формуле 13 EMBED Equation.3 1415;
строят эпюру эквивалентных моментов МЭК от действия суммарного изгибающего МИ и вращающего моментов по формуле 13 EMBED Equation.3 1415;
вычисляют диаметры в опасных (обычно под зубчатыми и червячными колёсами) сечениях вала по формуле 13 EMBED Equation.3 1415, где [
·] = (0,05...0,08)
·в.
3. Расчёт на сопротивление усталости осуществляют в виде проверки коэффициента запаса прочности по условию 13 EMBED Equation.3 1415 = 1,5...4,0. При значении n > 2,5 расчёт вала на жёсткость можно не проводить.
4. Уточняют конструкцию вала и выполняют специальные расчёты.

3.2. Опоры валов и осей - подшипники
Подшипник это опора, которая воспринимает нагрузки и допускает относительное перемещение частей механизма в требуемом направлении. Назначение опор: обеспечивать положение вала в машине, воспринимать нагрузки и передавать их на корпус и раму машины. Классификация опор: по виду трения - подшипники трения качения и трения скольжения; по направлению воспринимаемой нагрузки - радиальные, упорные и радиально-упорные. Эта тема относится к числу важных в курсе «Детали машин». Основное внимание при её изучении следует уделить подшипникам качения.
Подшипник качения был изобретён Леонардо да Винчи. Однако первые патенты на шарикоподшипники были выданы в 1772 и 1778 г. в Англии, а централизованное их производство началось в Германии в 1883 и в США в 1889 году. В 30-е годы XX века СССР купил в Швеции завод по производству подшипников, который и стал 1-м Государственным подшипниковым заводом (ГПЗ-1). Промышленность выпускает миниатюрные подшипники с размерами (d-D-B) 0,620,8 мм массой 0,015 г и очень большие подшипники с размерами 12000-14000-450 мм массой более 130 тонн.
ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ - ТИПЫ И КЛАССИФИКАЦИЯ. Классификация подшипников (рис. 47): шариковые и роликовые; радиальные, упорные и радиально-упорные; однорядные, двухрядные и четырехрядные. Применение подшипников качения позволило заменить трение скольжения (коэффициент трения f
· 0,15) трением качения (f
· 0,015) и снизить потери на трение.
Преимущества подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения: меньшие моменты при пуске, экономия цветных металлов, большая несущая способность на единицу ширины подшипника.
Недостатки подшипников качения: высокие контактные напряжения, большие диаметральные размеры, меньшая способность гасить колебания и вибрации, шум при работе.



Рис.47. Основные типы подшипников качения:
1-радиальный однорядный, 2-радиальный сферический, 3 - радиально-упорный, 4 - радиальный с короткими роликами, 5 - радиально-упорный роликовый конический, 6 - радиальный роликовый сферический, 7 - радиальный роликовый игольчатый, 8 - упорный шариковый

По габаритным размерам (радиальным размерам и по ширине) подшипники качения разделяют на размерные серии (рис. 48).

Рис. 48. Размерные серии подшипников качения: а особо лёгкая серия, б лёгкая серия, в - лёгкая широкая серия, г - средняя серия, д - средняя широкая серия, е - тяжёлая серия

Условное обозначение на торцовой поверхности кольца: номер завода-изготовителя (ГПЗ), а также до восьми цифр, из которых (считая справа налево): 1-я и 2-я - внутренний диаметр d = ХХ-5 (в диапазоне от 20 до 495 мм), 3-я - серия по диаметру, 4-я тип подшипника, 5-я и 6-я - конструктивная разновидность, 7-я серия по ширине; 8-я класс точности подшипника (основные классы в порядке возрастания точности - 8, 7, 0, 6, 5, 4, 2). Обычно применяют подшипники нормального класса точности 0. Стоимость подшипника с увеличением класса точности возрастает очень резко.


Обозначение класса точности подшипника
Относительная стоимость подшипника

0 - нормальный
1

0 повышенный
2

5 - высокий
10

4 - прецизионный
20

2 сверхпрецизионный
до 100









Материалы деталей подшипника (колец и тел качения) легированные стали марок ШХ9, ШХ15 и др., твёрдость тел качения Н = 5866 HRCэ, шероховатость рабочих поверхностей 0,05...0,1 мкм. Сепараторы изготовляют из металла или пластмасс.
Критерии работоспособности: основная причина отказов подшипников качения при достаточной смазке - усталостное выкрашивание рабочих поверхностей колец и тел качения, при работе в абразивной среде - износ. В быстроходных подшипниках возможно разрушение сепараторов.
При проектировании машин подшипники качения не конструируют, а подбирают из числа выпускаемых и рассчитывают по методике, изложенной в ГОСТ 18853-94 и ГОСТ 18854-94. В зависимости от условий работы подбор и расчет подшипников на заданный ресурс ведут по статической или по динамической грузоподъёмности. Подбор и расчёт подшипников по статической грузоподъёмности выполняют при частоте вращения кольца подшипника менее 1 об/мин или при качательном движении.
ПОДБОР И РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ выполняют при частоте вращения кольца n > 1 об/мин. Следует заметить, что валы рассчитывают раньше опор и, следовательно, диаметр цапфы под подшипником, как правило, известен. Тип подшипника можно определить расчётом или его принимают из конструктивных требований. Остаётся подобрать серию подшипника (лёгкую, среднюю или тяжёлую).
Начинать подбор подшипника следует с лёгкой по диаметру и нормальной по ширине серии. При этом важно иметь в виду, что внутренний диаметр подшипника остаётся неизменным для любой из указанных серий. Наружный диаметр, ширина подшипника и значения статической и динамической грузоподъёмности увеличиваются при переходе от лёгкой серии к средней и тяжёлой серии и от узкой - к нормальной и широкой серии.
Эквивалентная динамическая нагрузка Р = (Х
· V
· Fr +Y
· Fa )Кб
· Кm.
Здесь Fr и Fa - радиальная и осевая нагрузка на подшипник соответственно, например, реакции в опоре от действия внешних сил, определяемые при расчёте вала. V - коэффициент вращения кольца, равный 1, если вращается внутреннее кольцо; при вращении наружного кольца V = 1,2.
Коэффициенты X и Y (динамической радиальной и осевой нагрузки соответственно) зависят от конструкции подшипника и параметра осевого нагружения е. Параметр е равен предельному значению отношению Fa /Fr, при котором осевая нагрузка ещё не уменьшает ресурс подшипника. При отсутствии осевой нагрузки на подшипник (FA = 0) коэффициент X = 1 и формула для расчёта эквивалентной нагрузки Р упрощается. При наличии радиальной и осевой нагрузки коэффициенты X и Y определяют следующим образом. Задавшись серией подшипника (сначала - лёгкой), выписывают для выбранного типоразмера подшипника значение С0г и вычисляют отношение Fa / C0r. Затем по таблицам находят параметр осевого нагружения е и в зависимости от величины соотношения Fa / Fr > e или Fa / Fr < е принимают значения X и Y.
Кб - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки и последствия выхода подшипника из строя (Кб= 1...3);
Кт - коэффициент, учитывающий влияние температуры (Кт = 1...1,4); при температуре подшипникового узла до 100 °С принимают Кт = 1.
При больших ресурсах (Lh > 12000 ч) и коэффициенте надёжности 0,9 (90%-ная надёжность) требуемая расчётная динамическая грузоподъёмность
13 EMBED Equation.3 1415 и условие подбора подшипника Стр
· Сг,
где Сг - базовая динамическая грузоподъёмность, указанная в каталоге;
р = 3 для шарикоподшипников; р = 10/3 для роликоподшипников;
n - частота вращения вала (внутреннего кольца подшипника), об/мин;
Lh - заданный (желаемый) срок службы подшипника в часах.
При малых ресурсах (Lh < 8000 ч) условие подбора подшипников качения Р
· Сг, иначе возможно не усталостное разрушение деталей подшипника.
Если указанные условия подбора не выполняются, изменяют серию или тип подшипника и повторяют расчёт.
Для смазывания подшипников качения используют пластичные, жидкие и твёрдые смазочные материалы. При рабочей температуре подшипника до 50 °С смазочный материал следует менять один раз в год, а при температуре порядка 100 °С - через каждые три месяца. Большое влияние на надёжность работы подшипников оказывает правильный выбор уплотнений подшипниковых узлов.
ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ - ХАРАКТЕРИСТИКА И РАСЧЁТ. Подшипник скольжения - это опора (рис. 49), в которой цапфа (опорная поверхность вала) скользит по поверхности вкладыша (подшипника). Для уменьшения сил трения и снижения износа подшипники скольжения также смазывают. Область применения: опоры с особо высокими частотами вращения, разъёмные опоры, работа с ударными и вибрационными нагрузками, работа в абразивной среде, опоры редко работающих механизмов. Подшипники скольжения широко применяются в двигателях внутреннего сгорания, в ручном шлифовальном инструменте, в паровых и газовых турбинах, насосах, компрессорах, прокатных станах и др. оборудовании.
Преимущества подшипников скольжения: они легче и проще в изготовлении, бесшумны, работают практически без износа в режиме жидкостной смазки, хорошо гасят колебания. Недостатки: большой расход цветных металлов, повышенные пусковые моменты, большие размеры в осевом направлении, сложность обеспечения жидкостной смазки.
Материалы деталей узла подшипника скольжения. Подшипниковый узел содержит стальной или чугунный корпус подшипника, вкладыш или втулку, смазывающие и защитные устройства.

Рис. 49. Подшипники скольжения: а - радиальный; б - радиально-упорный
(1 - корпус, 2 - вкладыш, 3 - отверстие для подачи смазки, 4 - цапфа, 5 - маслораздаточная канавка)
Материалы вкладышей подразделяют на металлические, металлокерамические и неметаллические. Металлические материалы: баббиты (сплавы на основе олова или свинца с добавлением сурьмы, меди и др.), бронзы и латуни (сплавы на основе меди), антифрикционные чугуны. Металлокерамика - это пористые бронзографитовые и железографитовые композиции, пропитанные маслом и получаемые методами порошковой металлургии. Неметаллические материалы: пластмассы, резина, графитовые материалы, текстолит, ДСП, прессованная древесина.

Рис. 50. Образование режима жидкостного трения: 1 - клиновая форма зазора; 2 -
3 - перемещение центра цапфы; 3 - эпюра давления в масляном слое
Режимы работы и расчёт подшипников скольжения. Различают (см. рис. 9) работу подшипника в режиме I - граничной, II - смешанной и III -жидкостной смазки. Последний режим (рис. 50, б) самый благоприятный, поскольку поверхности вала и вкладыша разделены слоем h смазочного материала достаточной толщины. Однако избежать режимов граничной и смешанной смазки невозможно. Причины отказов подшипников скольжения: износ вкладыша или его хрупкое разрушение. Критерии работоспособности: износостойкость, сопротивление усталости антифрикционного слоя, теплостойкость.
Расчёт подшипника скольжения проводят в такой последовательности:
определяют окружную скорость v, м/с, и назначают материал вкладыша;
рассчитывают размеры вкладыша: l = (l,2...1,8)d;
· = 0,03d + (3...5) мм;
проверяют выполнение условий: р< [р]; v<[v]; p
·v<[p
·v]; t<[t];
условие обеспечения режима жидкостной смазки h = ф(
·
·
· / р)
· hкp.

3.3. Муфты для соединения валов
Муфты - это устройства для соединения валов и передачи вращающего момента, как правило, без изменения угловой скорости. Кинематическая и силовая связь между отдельными механизмами осуществляется муфтами.
Классификация муфт по признаку управляемости: неуправляемые или постоянные соединительные муфты, управляемые или сцепные муфты, самоуправляемые или автоматические муфты, комбинированные муфты.
Для соединения узлов привода в единую кинематическую цепь часто используют упругие постоянные соединительные муфты (рис. 51).


Рис. 51. Муфты упругие:
а - втулочно-пальцевая (1 - втулка, 2 - палец); б - с торообразной оболочкой (1 и2-полумуфты, 3 - упругая оболочка, 4 - прижимы)
Такие муфты надежны, просты и удобны в эксплуатации. МУВП - муфты упругие втулочно-пальцевые (рис. 51, а) применяют для диаметров валов от 10 до 160 мм и передачи моментов до 16000 Н
·м. Муфты с торообразной упругой оболочкой (рис. 51, б) используют для валов диаметром от 14 до 75 мм и передачи вращающих моментов до 1250 Н
·м. Упругие муфты компенсируют небольшие монтажные неточности валов.
Подбор муфты производят из таблиц стандартов по расчётному моменту Тр при выполнении условия Тр= К1
· К2
·Тном
· Тта6л,
где K1 = 1,0..1,8 коэффициент безопасности;
К2 - коэффициент режима работы; К2 = 1,0 - при равномерной нагрузке, К2 = 1,3... 1,5 - при ударной нагрузке;
Тном - номинальный вращающий момент на валу, для которого подбирают муфту, Н
·м; Ттабл вращающий момент, указанный в каталоге, Н
·м.
Обязательно при подборе муфты следует учитывать диаметры валов, соединяемых этой муфтой.

4. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН И АППАРАТОВ
В механизмах и машинах отдельные детали для выполнения своих функций должны быть соединены между собой, образуя различные соединения.
Классификация соединений: разъёмные (разбираемые) и неразъёмные (не разбираемые без разрушения деталей) соединения; подвижные (посадками с зазором) и неподвижные соединения (посадками с натягом). Подвижные соединения допускают взаимное движение одной детали относительно другой, а неподвижные не допускают взаимного перемещения сопрягаемых деталей.
При изучении этого раздела к главным темам следует отнести соединения посадками, резьбовые, шпоночные и сварные соединения, а к дополнительным - заклёпочные и шлицевые соединения.

4.1. Соединения разъёмные, резьбовые, шпоночные и шлицевые
РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ. Классификация резьб по назначению:
крепёжные резьбы (метрическая и дюймовая), основное назначение - обеспечение прочности соединения и сохранение плотности (нераскрытия) стыка в процессе длительной эксплуатации;
кинематические резьбы (трапецеидальная, прямоугольная и упорная) - для преобразования вращательного движения в прямолинейное в прессах и домкратах при высокой нагрузочной способности;
трубные и арматурные резьбы (трубные - цилиндрическая и коническая, а также метрическая коническая резьба) - для обеспечения герметичности соединений труб и арматуры.
Различают также резьбы правые и левые, резьбы однозаходные и многозаходные, резьбы с крупным и с мелким шагом.
Геометрические параметры резьбы: d и D наружный диаметр резьбы винта и гайки соответственно; d1 и D1 - внутренний диаметр резьбы; d2 и D2 -средний диаметр резьбы; Р - шаг резьбы; Ph = n
·Р - ход резьбы, где n - число входов;
· - угол профиля резьбы;
· - угол подъёма витков резьбы. Высота стандартных гаек (при равнопрочности резьбы винта и гайки) Н
· 0,8d.
Материалы резьбовых деталей винтов, болтов, гаек, шпилек: стали марок СтЗ, Ст5, 35, 45, 40Х, 40ХН, З0ХНМА, титановые сплавы.
Расчёт болта на прочность. Рассмотрим два случая постановки болта в отверстие при нагружении соединения силами, сдвигающими детали в стыке.
1. Болт установлен в отверстие с зазором (рис. 52, а). В этом случае боковой зазор должен сохраняться при нагружении для предотвращения повреждения резьбы. Чтобы сохранить зазор, необходимо в плоскости стыка обеспечить условие Fтр > Fmax. Сила трения Fтр = Fn
·f, т.е. это сила нормального давления Fn одной детали на другую, умноженная на коэффициент трения f между деталями в плоскости стыка. Таким образом, критерий работоспособности соединения отсутствие смещения деталей. Нормальное давление Fn обеспечивают за счёт существенной монтажной (до приложения рабочей нагрузки) затяжки гайки.

Рис. 52. Соединение болтами, установленными с зазором (а) и без зазора(б)
Под действием затяжки гайки стержень болта работает на растяжение, и расчёт его ведут по эквивалентным напряжениям
·эк.
Условие прочности
13 EMBED Equation.3 1415
Усилие затяжки гайки для предотвращения сдвига деталей от приложенной силы 13 EMBED Equation.3 1415, а диаметр резьбы 13 EMBED Equation.3 1415,
где d1 внутренний диаметр резьбы болта;
Ксд = 1,2...2,0 коэффициент запаса по сдвигу;
f коэффициент трения деталей в стыке;
[
·р] - допускаемое напряжение на растяжение материала болта.
2. Болт установлен в отверстие без бокового зазора (рис. 52, б). При возрастании нагрузки Fmax может произойти срез стержня болта в плоскости стыка деталей I-I. Условие прочности
13 EMBED Equation.3 1415 а диаметр стержня болта 13 EMBED Equation.3 1415
где [
·ср] = (0,2.. .0,3)
·т - допускаемое напряжение на срез материала болта;

·т - предел текучести материала, МПа.
Возможно также смятие на боковых поверхностях болта (см. рис. 52, б), которое предотвращается соблюдением условия
·см < [
·см].
Заметьте! Диаметр болта с предварительной затяжкой (так называемого «чёрного» болта) должен быть в 2...3 раза больше и масса такого соединения в 4...5 раз выше, чем при постановке болта в отверстие без зазора (т.е. «чистого» болта), для восприятия такой же нагрузки. Часто требуется закрепить растягиваемый стержень в резьбовом отверстии или в твёрдом материале. В этом случае концентрация напряжений возникает только в определённом месте. Если, например, стержень рым-болта ввинчивается в корпус, то почти вся нагрузка приходится на последние две или три нитки резьбы, и любое увеличение длины нарезки почти ничего не даёт. Такое распределение напряжений возникает, если оба элемента соединения имеют близкие модули Юнга. Обычно это происходит при соединении металла с металлом (так, напряжения концентрируются вблизи опорного торца гайки - рис. 53, а) или в тех случаях, когда материал стержня болта менее жёсткий, чем материал основы, в которой он закреплён. Если же, наоборот, материал стержня существенно более жёсткий, чем материал основы, то ситуация с распределением напряжений вдоль стержня, заделанного в такой материал, противоположна предыдущей, и концентрация напряжений происходит главным образом вблизи конца стержня (рис. 53, б).
Таким образом, уяснив рассмотренные простые случаи, можно приступить к изучению более сложных случаев выполнения резьбовых соединений с возможным раскрытием стыка, групповых болтовых соединений и т.д. При этом главное внимание следует уделять критериям работоспособности и условиям прочности деталей в соединении.







Рис. 53. Распределение нагрузки:
а
· в резьбовой части крюка; б
· в стержне, заделанном в бетон

ШПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ.
Выбор размеров и расчёт шпоночных соединений на прочность. Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами зубчатых и червячных колёс, шкивов, звёздочек, муфт и других тел вращения. Такие соединения подразделяют на ненапряжённые (используют закладные призматические, сегментные или круглые шпонки) и напряжённые соединения (клиновыми и тангенциальными шпонками).
Стандартизованы шпоночные соединения с призматическими (рис. 54, а) и сегментными (рис. 54, б) шпонками, а также с клиновыми и тангенциальными шпонками. Два последних вида шпонок не обеспечивают высоких требований к соосности соединяемых деталей и здесь не рассматриваются. Материал шпонок - сталь чисто тянутая марок Ст6, 45, 50 с пределом прочности не менее 600 МПа.
Основное внимание следует уделить выбору размеров шпонки по стандарту в зависимости от диаметра вала, назначению её длины в зависимости от длины ступицы и расчёту шпонки по критериям работоспособности на срез и на смятие. Рабочими гранями призматических шпонок являются узкие грани, у сегментных - боковые. Сегментные шпонки просты в изготовлении, но значительно ослабляют вал - их применяют при валах диаметром менее 40 мм.
Расчёт шпоночного соединения производят по условию прочности на смятие выступающей из вала части шпонки:
13 EMBED Equation.3 1415
Условие прочности соединения на срез шпонки по сечению b-lp:
13 EMBED Equation.3 1415
где z число шпонок в соединении;




Рис. 54. Шпоночное соединение: а - призматической шпонкой; б - сегментной шпонкой
lp - рабочая длина шпонки, мм;
[
·ср] = 90... 100 МПа - допускаемые напряжения среза;
[
·см] = 110... 120 МПа - допускаемые напряжения смятия.
Выбор размеров и расчёт шлицевых соединений на прочность. Шлицевые соединения предназначены для подвижных и неподвижных соединений с валами тех же деталей, что и шпоночные, но применяются при передаче больших вращающих моментов и при повышенных требованиях к соосности соединяемых деталей.
Профиль шлицев (рис. 55) - прямобочный, эвольвентный или треугольный. В зависимости от величины вращающего момента установлены три типа соединений - лёгкой, средней и тяжёлой серии. Выбор размеров и числа шлицев производят по стандарту в зависимости от диаметра вала и величины вращающего момента. Длину шлицев принимают равной длине ступицы.

Рис. 55. Форма профиля шлицев Рис. 56. Способы центрирования:
а - прямобочная; б - эвольвентная; прямобочных шлицевых соединений, в - треугольная

В прямобочных шлицевых соединениях применяют три способа центрирования: по наружному диаметру, по внутреннему диаметру и по боковым сторонам зубьев. По наружному диаметру D (рис. 56, а) соединение центрируют, когда твёрдость втулки допускает обработку чистовой протяжкой, а вал шлифуют по наружному диаметру D, - рекомендуется при повышенных требованиях к соосности элементов соединения. По внутреннему диаметру d (рис. 56, б) центрируют, когда твёрдость втулки высока и поэтому втулку шлифуют по внутреннему диаметру d, - этот способ обеспечивает наибольшую точность совпадения геометрических осей элементов соединения, но выполнение его дороже. По боковым сторонам зубьев b (рис. 56, в) центрируют, когда невысоки требования к соосности, но соединение передаёт значительный или знакопеременный вращающий момент, - этот способ наиболее экономичен.
Работоспособность шлицевого соединения определяется в основном расчётом на смятие, который ведут по условию:
13 EMBED Equation.3 1415
где Т - расчётный вращающий момент, Н
·м;
kрн = 1,1...1,5 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
z - количество зубьев;
dсp - средний диаметр шлицевого соединения, мм;
h - рабочая высота зубьев, мм;
l - длина шлицев, обычно равная длине ступицы, мм;
[
·см] - допускаемые напряжения смятия, МПа.
Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев (рис. 55, 6) имеют то же назначение, что и соединения с прямобочными шлицами. Эвольвентные шлицевые соединения являются предпочтительными, что обусловлено радом преимуществ их по сравнению с прямобочными шлицевыми соединениями. Эти преимущества: технологичность (инструмент и методы обработки аналогичны обработке эвольвентных зубьев зубчатых колёс); прочность (постепенное утолщение зуба к его основанию, отсутствие острых углов концентраторов Напряжений); точность (возможность применения точных методов обработки зубьев: фрезерование обкаткой, шевингование, шлифование и т.д., что обеспечивает деталям лучшее центрирование и самоустанавливаемость под нагрузкой).
Основным и наиболее экономичным способом центрирования шлицевых соединений с эвольвентным профилем зубьев является центрирование по боковым сторонам зубьев. Расчёт эвольвентных шлицевых соединений производят по условию прочности на смятие боковых поверхностей зубьев.

4.2. Соединения неразъёмные - сварные и заклёпочные
СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ.
Виды сварки и сварных швов. Виды сварки: сварка плавлением (газовая и электродуговая) и сварка давлением (контактная и сварка трением). Преимущества сварных швов по сравнению с заклёпочными швами: экономия до 20% металла; уменьшение трудоёмкости; проще автоматизация процесса сварки и легче контроль качества шва. Недостатки: вероятность возникновения при сварке дефектов швов (непровар, подрезание, шлаковые включения); возникновение остаточных напряжений в деталях конструкции; изменение механических свойств металла в зоне термического влияния.
Сварка всех видов в настоящее время широко используется в стальных конструкциях. Наиболее сложной является электрическая дуговая сварка. При обычно используемом напряжении в 30...50 Вольт дуга длиной около 7 мм образует на конце электрода небольшое количество расплавленного металла, которым сварщик заполняет сварной шов шириной 5... 10 мм, двигаясь вдоль соединения. Для увеличения ширины шва процесс повторяют несколько раз.
Сварка, выполненная надлежащим образом, как правило, очень прочна и служит надёжно, но недостаточное мастерство или невнимание сварщика к работе влекут за собой дефекты сварных швов, которые уменьшают прочность соединения. Сварщик может перегреть металл вокруг соединения, вызвав тем самым значительные деформации конструкции, особенно при сварке тяжёлых и толстых деталей.
ЗАКЛЁПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ. В стальных конструкциях соединения заклёпками применяют реже, чем сварные соединения. Однако заклёпочные соединения надёжны, а в больших конструкциях они способны до некоторой степени останавливать рост трещин. Важным является также то, что заклёпки допускают небольшие взаимные смещения соединяемых элементов. За счёт этого происходит перераспределение нагрузки, позволяющее избежать последствий концентрации напряжений - бича всех видов соединений.
Конструкции стандартных заклёпок и формирование замыкающей головки заклёпки показаны на рис. 57.

Рис. 57. Некоторые виды стандартных заклёпок и образование
заклёпочного соединения (1 - закладная головка; 2 - обжимка; 3 - прижим;
4 - формируемая головка; 5 - поддержка)
Отверстия под заклёпки в больших стальных конструкциях (корабли, котлы и т.п.) обычно пробивают. Это быстрый и дешевый способ, но при этом металл на краях отверстий становится хрупким и часто содержит небольшие трещины. Лучше сначала пробивать отверстия меньшего размера, а затем их рассверливать, это повышает прочность и надёжность соединения, но увеличивает стоимость изделий.
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ В СОЕДИНЕНИЯХ И ИХ РАСЧЁТ. В соединении происходит передача нагрузки от одного элемента конструкции к другому, одновременно и напряжение должно перейти от одного из присоединяемых элементов на другой. При этом возможна сильная концентрация напряжений и угроза разрушения материала или конструкции.
Соединения стыковыми швами. В случае соединения встык двух пластин металла сварным швом (рис. 58) напряжения переходят от одного присоединяемого элемента к другому с возникновением лишь небольшой концентрации напряжений. Стыковые швы являются наиболее рациональными, приближающимися по прочности к целому изделию. Для этого кромки соединяемых деталей механически обрабатывают (разделывают), т.е. выполняют различной формы скос кромок.
Стыковые сварные соединения при статическом нагружении чаще всего разрушаются по сварному шву или в зоне термического влияния. При действии центральной силы F условие прочности имеет вид:
13 EMBED Equation.3 1415



Рис. 58. Соединение встык сварным швом
где S - площадь опасного сечения,
13 EMBED Equation.3 1415 - допускаемые напряжения для разрушаемого металла, МПа.
Использование стыковых соединений не всегда возможно, поэтому широко Применяют соединение элементов конструкций внахлёст.
Прочность соединений внахлёст зависит в основном от ширины соединяемых элементов и почти не зависит от длины их взаимного перекрытия. Поэому даже наиболее простые формы сварных и заклёпочных соединений двух металлических пластин (рис. 59) эффективны при конструировании.
Однако расположение соединяемых элементов внахлёст приводит к значительной концентрации напряжений на концах соединения (рис. 60). При этом не играет роли, какими средствами оно выполнено, с помощью заклёпок или сварки, клея или гвоздей, винтов или болтов.



Рис. 60. Распределение касательных напряжений в соединении внахлёст
Соединения угловыми швами. Угловые швы выполняют при сваривании деталей нахлёсточных (рис. 61, а), тавровых (рис. 61, б) и угловых (рис. 61, в) соединений, кромки которых не имеют скосов, что упрощает технологию. При статическом нагружении часто применяют нормальные угловые швы как наиболее простые и технологичные, которые в поперечном сечении имеют форму равнобедренного (рис. 61,а) или неравнобедренного (рис. 61, г) прямоугольного треугольника. Для таких швов расчётная высота шва р
· 0,7k, при этом величину катета k шва принимают по условию
·min
· к
· 3 мм.
Разрушение угловых швов происходит в опасном сечении - по биссектрисе прямого угла. В этом сечении угловые швы испытывают сложное напряжённое состояние, поэтому расчёт швов на прочность ведут по касательному напряжению, которое считают равномерно распределённым в опасном сечении. Условие статической прочности при действии центральной силы F можно записать в виде:



Рис. 61. Сварные соединения угловыми швами
13 EMBED Equation.3 1415
где S площадь опасного сечения, мм2;
р - расчётная высота опасного поперечного сечения углового шва, мм;
k катет сварного шва, мм;
L
· - суммарная длина угловых швов в соединении, мм;
[
·'] - допускаемое касательное напряжение для материала шва, МПа.

Рис. 62. Варианты разрушения заклёпочного соединения:
а - сдвиг по самим заклёпкам; б - вырыв материала одной из пластин; в-разрыв материала пластины
Расчёт заклёпочных соединений. Заклёпочные (рис. 62), как и болтовые
соединения при постановке болтов без зазора (см. рис. 52, б), имеют разную форму и размеры, но возможные виды их разрушения сводятся к трём видам:
сдвиг по самим заклёпкам - заклёпки срезаются (рис. 62, а);
заклёпки вырывают материал из одной пластины (рис. 62, б);
разрыв материала пластины вдоль линии заклёпок (рис. 62, в).
Во всех случаях, когда используются указанные виды соединений, необходимо проверить с помощью расчётов, не разрушится ли проектируемое соединение каким-либо из этих трёх путей.
Уяснив простейшие случаи, приступают к изучению более сложных схем нагружения сварных соединений силами и моментами. Например, расчёт сварных стыковых швов при действии центральной силы F, изгибающего М и вращающего Т моментов (рис. 63) проводят по эквивалентным напряжениям
·эк в опасном сечении, испытывающем сложное напряженное состояние. Для определения
·эк обычно используют четвёртую теорию прочности, согласно которой эквивалентные напряжения в опасном сечении (зона А) и условие прочности можно записать в виде:
13 EMBED Equation.3 1415
где
13 EMBED Equation.3 1415- нормальные напряжения растяжения, МПа;
13 EMBED Equation.3 1415 - нормальные напряжения изгиба, МПа;
13 EMBED Equation.3 1415 касательные напряжения кручения, МПа;
[
·р'] - допускаемое напряжение для материала сварного шва, МПа.


Рис. 63. К расчёту сварного соединения стыковым швом
Из приведенного условия прочности путём математических преобразований можно получить зависимости для проектного расчёта сварных швов, т.е. ДЛЯ определения размеров сварного шва.

4.3. Соединения посадками - подвижные и неподвижные
ВЫБОР И НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК. Как уже сказано, посадки назначают По двум системам: системе отверстия, в которой различные зазоры и натяги получаются соединением различных валов с основным отверстием, и системе вала, в которой различные зазоры и натяги получаются соединением различных отверстий с основным валом. По экономическим соображениям предпочтительной является система отверстия.
Посадки с гарантированным натягом обеспечивают высокую степень Центрирования и неподвижность соединения деталей, как правило, без дополнительного крепления и предназначены для неразъёмных и разбираемых лишь в случае ремонта соединений. Сборку деталей при посадках с натягом производят следующими способами: под прессом при нормальной температуре за счёт осевого усилия (продольная запрессовка); от руки с предварительным разогревом охватывающей детали или охлаждением охватываемой детали до определённой температуры (поперечная запрессовка или тепловая сборка).
Прочность соединения при определённом натяге зависит от способа сборки деталей, их размеров и материала, шероховатости сопрягаемых поверхностей и других факторов. Тепловая сборка обеспечивает более высокое качество соединения за счёт уменьшения влияния шероховатости поверхности. Посадка с гарантированным натягом должна быть выбрана такой, чтобы при наименьшем натяге посадки обеспечивалась прочность соединения под действием внешней нагрузки, а при наибольшем натяге - прочность сопряжённых деталей под действием удельного давления на поверхности сопряжения.
Переходные посадки обеспечивают хорошее центрирование и предназначены для неподвижных, но разъёмных соединений деталей, подвергающихся сборке и разборке по условиям эксплуатации или при ремонтах. Для переходных посадок характерна возможность получения как натягов, так и зазоров. Однако натяги имеют небольшую величину и недостаточны для передачи соединением значительных усилий и вращающих моментов. Поэтому взаимную неподвижность соединяемых деталей обеспечивают шпонками, винтами, штифтами и пр.
При выборе переходных посадок чаще всего используют метод аналогии с известными хорошо работающими соединениями. Менее прочные посадки назначают при частых разборках соединения и возможности повреждения соседних деталей, более прочные при ударных нагрузках и вибрациях и при необходимости высокой точности центрирования соединяемых деталей. Сборку и разборку деталей производят при помощи прессов, съёмниками, молотками или деревянными ручниками.
Посадки с зазором применяют для подвижных и неподвижных соединений деталей машин. В подвижных соединениях зазор посадки обеспечивает размещение слоя смазки и свободу перемещения движущихся деталей. Если допускается работа соединения в условиях граничного и смешанного трения, то при конструировании часто используют метод выбора требуемой посадки на основе опыта эксплуатации аналогичных механизмов. Однако при этом не всегда представляется возможным установить оптимальную для каждого случая посадку, так как оказываются неучтёнными конкретные условия эксплуатации машины, режимы её работы, характер внешних нагрузок и другие факторы.
Наиболее целесообразным является метод установления требуемых посадок на основе расчёта. Из посадок с зазором расчёту чаще всего подвергаются такие ответственные подвижные соединения, как подшипники скольжения. При этом зазор в подшипнике желательно согласовать с одной из стандартных посадок.
В неподвижных соединениях посадки с зазором применяют с целью обеспечения сборки деталей машин. Например, посадки при сочетании отверстия Н с валом h применяют в неподвижных соединениях при необходимости частой разборки (сменные детали). Сборка и разборка в таких соединениях производится от руки.
Относительная неподвижность деталей при назначении посадок с зазором обеспечивается дополнительным креплением шпонками, винтами, штифтами и т.п. Кроме того, детали, насаженные на валы и оси (зубчатые колёса, подшипники, шкивы, звёздочки, полумуфты и т.д.), необходимо закрепить в осевом направлении.
Выбирая посадки по расчёту или на основании опыта, исходя из условий работы механизмов и машин, величину зазоров и натягов следует рассчитывать для всех типов соединений, пользуясь справочными таблицами. Выбор посадок сопряженных деталей производят, учитывая следующие рекомендации. Посадки полумуфт, шкивов ремённых и звёздочек цепных передач на валы:
со шпонкой при спокойной нагрузке H7/h6; H7/k6 или Н7/р6;
со шпонкой при умеренных толчках Н7/n6 или Н7/г6.
Посадки зубчатых и червячных колёс на валы:
прямозубое колесо со шпонкой H7/h6;
косозубое, коническое или червячное колесо со шпонкой H7/s6.
Посадки деталей подшипниковых узлов:
подшипника на вал L0/k6 или L0/m6, в корпус II7/l0;
стакана в корпус Н7/к6, крышки в корпус H7/dl0. Посадка шпонок в паз вала N8/h9, в паз ступицы Js8/h9.
Допуски отверстия и вала сопрягаемых деталей в ЕСДП не должны отличиться более чем на один или два квалитета (больший допуск, как правило, на-ишчают для отверстия). Для расчётов величин зазоров и натягов посадок необходимы справочные материалы - они даны в виде таблиц Приложения для ричмсров от 10 до 250 мм.

Заключение. Основные методы повышения ресурса деталей машин
1, Оптимальное конструирование и упрочняющая технология - общие требования для повышения прочности:
выравнивание напряжений по площади поперечного сечения и по объёму детали;
применение многопоточности передачи сил (шлицы вместо шпонок, планетарный редуктор вместо последовательного ряда зубчатых колёс);
создание напряжений обратного знака путём предварительного напряжения (дробеструйная обработка, обкатывание шариками и роликами, наклёп и др.),
механические отделочные операции (чистовое точение, шлифование, полирование, шабровка);
термическая и химико-термическая обработка (закалка поверхности, цементация, азотирование, нитроцементация, цианирование и др.); а также обработка ультразвуком, взрывом и т.д.
1. Оптимизация конструкции по усталостной прочности - исключение концентраторов напряжений:
при конструировании валов предусматривать галтели; в месте напрессовки деталей увеличивать диаметр на 5%;
шпоночные канавки выполнять дисковой, а не торцовой фрезой; применять эвольвентные, а не прямобочные шлицы;
при конструировании зубчатых колёс выполнять плавные переходные кривые; применять фланкированные или бочкообразные зубья;
для болтового соединения предусматривать галтели у головки и схода резьбы, поднутрение гаек и высверливание длинных болтов;
в подшипниках следует уменьшать зазор между деталями;
в сварных соединениях предусматривать разделку кромок, в угловых швах давать плавные галтели.
3. Борьба с изнашиванием сопряжений и мероприятия по повышению надёжности. Меры по замедлению износа:
разделение поверхностей смазкой (жидкой или твёрдой);
сближение деталей при износе (компенсация износа);
самоустановка деталей в процессе изнашивания (колодки тормоза);
учёт переходных процессов при изнашивании деталей машин.
Характерный для большинства подвижных сопряжений вид кривой динамики износа во времени (рис. 64) установлен В.Ф.Лоренцом в нашей стране.
На кривой Лоренца различают три участка: I неустановившийся процесс износа, с высокой начальной скоростью изнашивания у (приработка); II - установившийся процесс, когда скорость изнашивания почти постоянна; III период выработочного (катастрофического) износа, до которого сопряжение, как правило, не эксплуатируется.



Рис. 64. Кривая динамики износа (кривая В. Лоренца)
Участок I неустановившегося износа значительно влияет на время работы до предельного состояния Unpед Сокращение времени приработки позволило бы значительно увеличить ресурс t детали по износу (см. кривую 2, для которой t2 > t1). Стремление к сокращению времени приработки и уменьшению начальной скорости изнашивания позволяет наметить некоторые мероприятия по повышению надёжности:
разработка технологического процесса, дающего наиболее близкую к оптимальной шероховатость и направленность следов обработки;
повышение точности изготовления, т.е. увеличения прилегания по макроповерхности, например, с помощью шабровки, хонингования, притирки;
придание поверхности пары трения формы естественного износа: устойчивой будет лишь такая форма изнашивающихся контактирующих поверхностей, которая соответствует энергетическому минимуму в заданном относительном движении при установившемся процессе.
Вопросы для самопроверки
1. Машина, механизм, деталь, узел, привод машины - поясните приведенные термины.
2. Объясните понятие надёжности и работоспособности конструкции. Основные мероприятия по повышению надёжности.
3. Напряжение и деформация - поясните понятия и приведите примеры конструкций, где тот или иной вид напряжений является главным.
4. Объясните понятия прочность, жёсткость, усталость, износ. Влияние Концентрации напряжений на прочность конструкций.
5. Какие виды трения вам известны. Влияние трения на износ.
6. Конструирование. Какие основные технические документы разрабатывают при конструировании.
7. Смесители, сушилки, центрифуги, конвейеры - назначение и устройство машин. Схемы электромеханического привода названных машин.
8. Критерии работоспособности. Приведите примеры конструкций, где тот или иной критерий является главным.
9. Конструкционные материалы. Укажите факторы, которые учитывают при выборе конструкционного материала.
10. Меры повышения эффективности конструкций машин.
11. ЕСДП основные термины и системы посадок. Обозначение допус-крн и посадок на чертежах.
12. Механические передачи - их виды и основные характеристики. Сравните различные типы передач по передаточному числу, передаваемой мощности и КПД.
13.Ремённые передачи - назначение и виды передач, принцип работы и характеристика, детали передачи и материалы для их изготовления.
14.Ремённые передачи действующая нагрузка на детали передачи, Причины отказов и основы расчёта передачи.
1.5. Цепные передачи - назначение и виды передач, принцип работы и характеристика, детали передачи и материалы для их изготовления.
16. Цепные передачи - действующая нагрузка на детали передачи, причины отказов и основы расчёта передачи.
17. Фрикционные передачи назначение и виды передач, принцип работы и характеристика, детали передачи и материалы для их изготовления.
18. Фрикционные передачи - действующая и расчётная нагрузка на детали передачи, причины отказов и основы расчёта передачи.
19. Зубчатые передачи - назначение и виды передач, принцип работы и характеристика, детали передачи, материалы, методы и точность изготовления.
20. Зубчатые передачи - действующая и расчётная нагрузка на детали передачи, причины отказов и основы расчёта передачи.
21. Червячные передачи назначение и виды передач, принцип работы и характеристика, детали передачи, материалы и точность изготовления.
22. Червячные передачи - действующая и расчётная нагрузка на детали передачи, причины отказов и основы расчёта передачи.
23. Валы и оси назначение, конструирование и материалы валов. Почему расчёт вала разделяют на этапы проектировочный и проверочный.
24. Опоры валов (подшипники) назначение, виды подшипников и их расчёт. Почему подшипники качения получили преимущественное распространение.
25. Муфты для соединения валов назначение, конструкции и выбор упругих муфт.
26. Резьбовые соединения - виды, характеристика болтовых соединений и расчёт болтов при сдвигающей нагрузке. Сравните варианты установки болтов с зазором и без зазора.
27. Шпоночные и шлицевые соединения - виды, характеристика и расчёт соединений. В чём преимущества шлицевого соединения по сравнению со шпоночным.
28. Сварные соединения - виды, характеристика и расчёт соединений сварным швом. Сравните соединения встык и внахлёстку.
29. Заклёпочные соединения - виды заклёпок, характеристика и расчёт на прочность заклёпочных швов. Оцените заклёпочные соединения в сравнении со сварными соединениями.
30. Соединения посадками - виды, характеристика и расчёт величины зазора или натяга посадки. Приведите примеры подвижных и неподвижных соединений деталей машин посадками.
Задачи на расчёт параметров посадок в соединениях деталей машин


Задачи на расчёт параметров посадок в соединениях деталей машин




Задачи на расчёт параметров посадок в соединениях деталей машин



























Приложение. ЕСДП. РЕКОМЕНДУЕМЫЕ ПОСАДКИ И ПРЕДЕЛЬНЫЕ ОТКЛОНЕНИЯ РАЗМЕРОВ
Таблица 6. ЕСДП. Система отверстия.
Рекомендуемые посадки при размерах от 10 до 500 мм
Основ-ное от-верстие
Основные отклонения валов


a
b
c
d
e
f
g
h
js
k
m
n
p
r
s
t
u
x
z


Посадки с зазором
Переходные посадки
Посадки с натягом

Н5







H5
g4
H5
h4
H5
js4
H5
k4
H5
m4
H5
n4








Нб





H6
f6
H6
g5
H6
h5
H6
js5
H6
k5
H6
m5
H6
n5
H6
p5
H6
r5
H6
s5





Н7


H7
c8
H7
d8
H7
e7
H7
e8
H7
f7
H7
g6
H7
h6
H7
js6
H7
k6
H7
m6
H7
n6
H7
p6
H7
r6
H7
s6
H7
t6
H7
u7



Н8


H8
c8
H8
d8
H8
e8
H8
f7
H8
f8

H8
h7
H8
h8
H8
js7
H8
k7
H8
m7
H8
n7


H8
s7

H8
u8
H8
x8
H8
z8





H8
d9
H8
e9
H8
f9

H8
h9












Н9



H9
d9
H9
e8
H9
e9
H9
f6
H9
f9

H9
h8
H9
h9












Н10



H10
d10





H10
h9
H10
h10












Н11
H11
a11
H11
b11
H11
c11
H11
d11





H11
h11












Н12

H12
b12







H12
h12












Примечание. Предпочтительные посадки выделены полужирным.

Таблица 7. ЕСДП. Система вала.
Рекомендуемые посадки при размерах от 10 до 500 мм
Основной вал
Основные отклонения отверстий


A
B
C
D
E
F
G
H
Js
K
M
N
P
R
S
T
U


Посадки с зазором
Переходные посадки
Посадки с натягом

h4






G5
h4
H5
h4
Js5
h4
K5
k4
M5
h4
N5
h4






h5





F7
h5
G6
h5
Нб
h5
Js6
h5
K6
k5
Мб h5
N6 h5

·6
h5





h.6



D8
h6
E8
h6
F7
h6
F8
h6
G7
h6
H7
h6
Js7
h6
K7
k6
M7
h6
N7
h6
Р7
h6
R7
h6
S7
h6
T7
h6


h7



D8
h7
E8
h7
F8
h7

H8
h7
Js8
h7
K8
k7
M8 h7
N8 h7




U8
h7

h8



D8
h8
D9
h8
E8
h8
E9
h8
F8
h8
F9
h8

H8
h8
H9
h8










h9



D9
h9
D10
h9
E9
h9
F9
h9

H8
h9
H9 h9
H10 h9










hl0



D10
h10





H10
hlO










hll
A11
h11
B11
h11
C11
h11
D11
h11





Hll
H11










h12

B12
h12








H12
h!2










Примечание. Предпочтительные посадки выделены полужирным.




Таблица 8. ЕСДП. Предельные отклонения размеров отверстий для предпочтительных полей допусков
Интервал размеров,
мм
Предпочтительные поля допусков отверстий


Н7
Js7
К7
N7
Р7
F8
Н8
Е9
Н9
Н11


Предельные отклонения, мкм

Свыше 10 до 18
+18
0
+9
-9
+6
-12
-5
-23
-11
-29
+43 +16
+27
0
+75 +32
+43
0
+110
0

Свыше 18 до 30
+21
0
+10
-10
+6
-15
-7
-28
-14
-35
+53 +20
+33
0
+92 +40
+52
0
+130
0

Свыше 30 до 50
+25
0
+12
-12
+7
-18
-8
-33
-17
-42
+64
+25
+39
0
+112 +50
+62
0
+160
0

Свыше 50 до 80
+30
0
+15
-15
+9
-21
-9
-39
-21
-51
+76 +30
+46
0
+134 +60
+74
0
+190
0

Свыше 80 до 120
+35
0
+17
-17
+10
-25
-10
-45
-24
-59
+90 +36
+54
0
+159
+72
+87
0
+220
0

Свыше 120 до 180
+40
0
+20
-20
+12
-28
-12
-52
-28
-68
+106
+43
+63
0
+185
+85
+100
0
+250
0

Свыше 180 до 250
+46
0
+23
-23
+13
-33
-14
-60
-33
-79
+122 +50
+72
0
+215 +100
+115
0
+290
0



Таблица 9. ЕСДП. Предельные отклонения размеров валов для предпочтительных полей допусков 8-го, 9-го и 11 -го квалитетов
Интервал
размеров,
мм
Предпочтительные поля допусков валов


е8
h8
d9
h9
d10
h11


Предельные отклонения, мкм

Свыше 10 до 18
-32
-59
0
-27
-50
-93
0
-43
-50
-120
0
-110

Свыше 18 до 30
-40
-73
0
-33
-65
-117
0
-52
-65
-149
0
-130

Свыше 30 до 50
-50
-89
0
-39
-80
-142
0
-62
-80
-180
0
-160

Свыше 50 до 80
-60
-106
0
-46
-100
-174
0
-74
-100
-220
0
-190

Свыше 80 до 120
-72
-126
0
-54
-120
-207
0
-87
-120
-260
0
-220

Свыше 120 до 180
-85
-148
0
-63
-145
-245
0
-100
-145
-305
0
-250

Свыше 180 до 250
-100
-172
0
-72
-170
-285
0
-115
-170
-355
0
-290

Таблица 10. ЕСДП. Предельные отклонения размеров валов для предпочтительных полей допусков 6-го и 7-го квалитетов
Интервал
размеров,
мм
Предпочтительные поля допусков валов


g6
h6
js6
k6
n6
p6
r6
s6
f7
h7


Предельные отклонения, мкм

Свыше 10 до 18
-6
-17
0
-11
+5,5
-5,5
+12
+1
+23 +12
+29 +18
+34 +23
+39 +28
-16
-34
0
-18

Свыше 18 до 30
-7
-20
0
-13
+6,5
-6,5
+15
+2
+28 +15
+35 +22
+41 +28
+48
+35
-20
-41
0
-21

Свыше 30 до 50
-9
-25
0
-16
+8,0
-8,0
+18
+2
+33 +17
+42 +26
+50 +34
+59 +43
-25
-50
0
-25

Свыше 50 до 65
-10
-29
0
-19
+9,5
-9,5
+21
+2
+39 +20
+51 +32
+60 +41
+72 +53
-30
-60
0
-30

Свыше 65 до 80
-10
-29
0
-19
+9,5
-9,5
+21
+2
+39 +20
+51
+32
+62
+43
+78 +59
-30
-60
0
-30

Свыше 80 до 100
-12
-34
0
-22
+11,0
-11,0
+25
+3
+45 +23
+59
+37
+73 +51
+93 +71
-36
-71
0
-35

Свыше 100 до 120
-12
-34
0
-22
+11,0
-11,0
+25
+3
+45
+23
+59
+37
+76 +54
+101 +79
-36
-71
0
-35

Свыше 120 до 140
-14
-39
0
-25
+12,5
-12,5
+28
+3
+52 +27
+68
+43
+88 +63
+117
+92
-43
-83
0
-40

Свыше 140 до 160
-14
-39
0
-25
+12,5
-12,5
+28
+3
+52 +27
+68
+43
+90 +65
+125 +100
-43
-83
0
-40

Свыше 160 до 180
-14
-39
0
-25
+12,5
-12,5
+28
+3
+52 +27
+68
+43
+93 +68
+133 +108
-43
-83
0
-40

Свыше 180 до 200
-15
-44
0
-29
+14,5
-14,5
+33
+4
+60
+31
+79 +50
+106
+77
+151
+122
-50
-96
0
-46

Свыше 200 до 225
-15
-44
0
-29
+14,5
-14,5
+33
+4
+60 +31
+79 +50
+ 109 +80
+159 +130
-50
-96
0
-46

Свыше 225 до 250
-15
-44
0
-29
+14,5
-14,5
+33
+4
+60 +31
+79 +50
+113 +84
+169 +140
-50
-96
0
-46

Подшипники качения. Общие сведения и классификация
Применение подшипников качения позволило заменить трение скольжения трением качения. Трение качения существенно меньше зависит от смазки. Условный коэффициент трения качения мал и близок к коэффициенту жидкостного трения в подшипниках скольжения (f
· 0,0015...0,006). При этом упрощаются система смазки и обслуживания подшипника, уменьшается возможность разрушения при кратковременных перебоях в смазке (например, в периоды пусков, резких изменений нагрузок и скоростей). Конструкция подшипников качения позволяет изготовлять их в массовых количествах как стандартную продукцию, что значительно снижает стоимость производства. Отмеченные основные качества подшипников качения обеспечили им широкое распространение. Производство подшипников качения ведущими промышленными странами исчисляется сотнями миллионов штук в год.
К недостаткам подшипников качения следует отнести отсутствие разъемных конструкций, сравнительно большие радиальные габариты, ограниченную быстроходность, связанную с кинематикой и динамикой тел качения (центробежные силы, гироскопические моменты и пр.), низкую работоспособность при вибрационных и ударных нагрузках и при работе в агрессивных средах (например, в воде).
На рис. 1 изображены основные типы подшипников качения. По форме тел качения они разделяются на шариковые и роликовые, по направлению воспринимаемой нагрузки на радиальные, упорные, радиально-упорные и упорно-радиальные.
Радиальные шариковые подшипники (1, рис. 1) наиболее простые и дешевые. Они допускают небольшие перекосы вала (до 1/4°) и могут воспринимать осевые нагрузки, которые меньшие радиальных. Эти подшипники широко распространены в машиностроении.
Радиальные роликовые подшипники (4, рис. 1) благодаря увеличенной контактной поверхности допускают значительно большие нагрузки, чем шариковые. Однако они не воспринимают осевые нагрузки и плохо работают при перекосах вала. В роликовых цилиндрических и конических подшипниках с бочкообразными роликами концентрация нагрузки от неизбежного перекоса вала существенно снижается. Аналогичное сравнение можно провести и между радиально-упорными шариковыми 3 и роликовыми 5 подшипниками.
Самоустанавливающиеся шариковые 2 и роликовые 6 подшипники применяют в тех случаях, когда допускают значительный перекос вала (до 2...3°). Они имеют сферическую поверхность наружного кольца и ролики бочкообразной формы. Эти подшипники допускают небольшие осевые нагрузки.




























Рис. 16.13
Применение игольчатых подшипников 7 позволяет уменьшить габариты (диаметр) при значительных нагрузках. Упорный подшипник 8 воспринимает только осевые нагрузки и плохо работает при перекосе оси.
По нагрузочной способности (или по габаритам) подшипники разделяют на размерные серии. Стандартом предусматривается семь серий диаметров: сверхлегкая (2 серии), особолегкая (2 серии), легкая, средняя, тяжелая и пять серий ширин: особоузкая, узкая, нормальная, широкая и особоширокая. Функциональные возможности и ресурс подшипника зависят от точности его изготовления. Согласно ГОСТ 520 89 установлены следующие основные классы точности в порядке повышения точности: 0 6, 5, 4, 2,
· для шариковых радиальных и радиально-упорных, а также роликовых радиальных; 0, 6, 5, 4, 2 для упорных и упорно-радиальных; 0, 6Х, 6, 5, 4, 2 для роликовых конических. Предусмотрены два дополнительных класса точности (8 и 7) более низкие, чем класс точности 0 (нормальный). Такие подшипники могут изготавливаться только по заказу потребителя для применения в неответственных узлах. Класс точности регламентирует величины предельных отклонений размеров, формы и расположения деталей подшипника. В зависимости от наличия требований к уровню вибраций, величине момента трения и других дополнительных технических требований подшипники разделяют на три категории А, В и С.
Категория .......................................... А В С
Класс точности ................................. 5, 4, 2,
· 0, 6Х, 6, 5 8,7,0,6
Обычно к подшипникам категории С не предъявляется никаких специальных требований. Следует отметить, что с повышением точности подшипника возрастает его стоимость.

Класс точности ..................................................0 6 5 4 2 5
Относительная стоимость (приближенно) .....1 1,3 2 4 2 10

Все подшипники качения изготовляют из высокопрочных подшипниковых сталей с термической обработкой, обеспечивающей высокую твердость.
Большое влияние на работоспособность подшипника оказывает качество сепаратора. Сепараторы разделяют и направляют тела качения. В подшипниках без сепаратора тела качения набегают друг на друга. При этом кроме трения качения возникает трение скольжения, увеличиваются потери и износ подшипника. Установка сепаратора значительно уменьшает потери на трение, так как сепаратор является свободно плавающим и вращающимся элементом. Большинство сепараторов выполняют штампованными из стальной ленты. При повышенных окружных скоростях (более 10...15 м/с) применяют массивные сепараторы из латуни, бронзы, дюралюминия или пластмассы (3, рис. 1).

ПОДБОР И РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
Подшипники качения часто подвергаются совместному действию радиальной и осевой нагрузок; нагрузка может быть постоянной, переменной или сопровождаться ударами; вращаться может внутреннее или наружное кольцо; температура может быть нормальной, повышенной или пониженной. Все эти факторы влияют на работоспособность подшипников и должны учитываться при выборе приведенной нагрузки.
Следует заметить, что валы рассчитывают раньше опор и, следовательно, диаметр цапфы под подшипником, как правило, известен. Тип подшипника можно определить расчётом или его принимают из конструктивных требований. Остаётся подобрать серию подшипника (лёгкую, среднюю или тяжёлую).
Начинать подбор подшипника следует с лёгкой по диаметру и нормальной по ширине серии. При этом важно иметь в виду, что внутренний диаметр подшипника остаётся неизменным для любой из указанных серий. Наружный диаметр, ширина подшипника и значения статической и динамической грузоподъёмности увеличиваются при переходе от лёгкой серии к средней и тяжёлой серии и от узкой - к нормальной и широкой серии.
Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется в соответствии с выражением:
Р = (Х
· V
· Fr +Y
· Fa )Кб
· Кm.
где Fr и Fa - радиальная и осевая нагрузка на подшипник соответственно, например, реакции в опоре от действия внешних сил, определяемые при расчёте вала. V - коэффициент вращения кольца, равный 1, если вращается внутреннее кольцо; при вращении наружного кольца V = 1,2.
Коэффициенты X и Y (динамической радиальной и осевой нагрузки соответственно) зависят от конструкции подшипника и параметра осевого нагружения е. Параметр осевого нагружения е равен предельному значению отношению Fa /Fr, при котором осевая нагрузка ещё не уменьшает ресурс подшипника. При отсутствии осевой нагрузки на подшипник (FA = 0) коэффициент X = 1 и формула для расчёта эквивалентной нагрузки Р упрощается.
При наличии радиальной и осевой нагрузки коэффициенты X и Y определяют следующим образом. Задавшись серией подшипника (сначала - лёгкой), выписывают для выбранного типоразмера подшипника значение С0г и вычисляют отношение Fa / C0r. Затем по таблице 1 находят параметр осевого нагружения е и в зависимости от величины соотношения Fa / Fr > e или Fa / Fr < е принимают значения X и Y.
Кб – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки и последствия выхода подшипника из строя (таблица 2);
Кт – коэффициент, учитывающий влияние температуры (Кт = 11,4); при температуре подшипникового узла до 100 °С принимают Кт = 1 (таблица 3).
Таблица 1
Коэффициенты радиальной X и осевой
· нагрузок
Тип подшип-ника
Угол контакта
·, °
Относи-тельная
нагрузка
13 EMBED Equation.3 1415
Однорядные подшипники
Двухрядные подшипники
e




13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415





X
Y
X
Y
X
Y
X
Y


Шариковые
радиальные
0
0,014
0,028 0,056
0,084
0,11
0,17
0,28
0,42
0,56
1
0
0,56
2,30
1,99 1,71
1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00
1
0
0,56
2,30
1,99 1,71
1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00
0,19
0,22
0,26
0,28
0,30
0,34
0,38
0,42
0,44


















Продолжение таблицы 1

Тип подшип-ника
Угол контакта
·, °
Относи-тельная
нагрузка
13 EMBED Equation.3 1415
Однорядные подшипники
Двухрядные подшипники
e




13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415





X
Y
X
Y
X
Y
X
Y


Шариковые
радиально-
упорные
12
0,014
0,029
0,057
0,086
0,11
0,17
0,29
0,43
0,57
1
0
0,46
1,81
1,62
1,46
1,34
1,22
1,13
1,04
1,01
1,00
1
2,08
1,84
1,69
1,52
1,39
1,30
1,20
1,16
1,16
0,74
2,94
2,63
2,37
2,18
1,98
1,84
1,69
1,64
1,62
0,30
0,34
0,37
0,41
0,45
0,48
0,52
0,54
0,54


18...20
24...26
30
35; 36
40

1
0
0,43
0,41
0,39
0,37
0,35
1,00
0,87
0,76
0,66
0,57
1
1,09
0,92
0,78
0,66
0,55
0,70
0,67
0,63
0,60
0,57
1,63
1,44
1,24
1,07
0,93
0,57
0,68
0,80
0,95
1,14


Продолжение таблицы 1
Коэффициенты радиальной X и осевой
· нагрузок
Тип подшип-ника
Угол контакта
·, °
Относи-тельная
нагрузка
13 EMBED Equation.3 1415
Однорядные подшипники
Двухрядные подшипники
e




13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415
13 EMBED Equation.3 1415





X
Y
X
Y
X
Y
X
Y


Роликовые
конические


1
0
0,4
0,4ctg
·
1
0,45ctg
·
0,67
0,67ctg
·
l,5tg
·

Шариковые
упорно-ра-
диальные
45
60
75



0,66
0,92
1,66
1
1
1
1,18
1,90
3,89
0,59
0,54
0,52
0,66
0,92
1,66
1
1
1
1,25 2,17 4,67

Роликовые
упорно-
радиальные




tg
·
1
l,5tg
·
0,67
tg
·
1
l,5tg
·

Примечание: Для упорно-радиальных подшипников V=1.







Таблица 2
Значения коэффициентов безопасности Кб
Вид нагружения
Кб
Области применения

Спокойная нагрузка без толчков
1,0
Кинематические и ручные приводы. Ролики ленточных конвейеров. Приводы управления. Передачи трением

Легкие толчки; кратковремен-ные перегрузки до 125 % номинальной нагрузки
1,0...1,2
Точные зубчатые передачи. Станки с вращательным главным движением. Электродвигатели малой и средней мощности

Умеренные толчки; вибрацион-наянагрузка; кратковременные перегрузки до 150 %
1,3...1,5
Зубчатые передачи. Редукторы. Коробки передач автомобилей и тракторов. Буксы рельсового подвижного состава.

То же, в условиях повышенной
надежности
1,5...1,8

Механизмы кранов Центрифуги и сепарато-ры. Буксы и тяговые двигатели электровозов. Механизмы и ходовые колеса кранов и дорожных машин. Строгальные и долбежные станки. Мощные электрические машины

Нагрузки со значительными
толчками и вибрациями, пере-
грузки до 200 %
1,8...2,5
Дробилки и копры. Кривошипно-шатунные механизмы. Валки и адъюстаж прокатных станов

Нагрузки с сильными ударами,
перегрузки до 300 %
2,5...3
Тяжелые ковочные машины. Лесопилочные
рамы. Валки и роликовые конвейеры крупносортных станов, блюмингов и слябингов

Таблица 3
Значения коэффициента Ка
Нагрузка
Температура
Смазочный материал
Ка

Изменяющаяся
Умеренная
Пластичный

Жидкий
0,2

Непродолжительная
Низкая


1

Случайная


Пластичный
2


СТАТИЧЕСКАЯ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ
Некоторые подшипники качения периодически подвержены нагрузкам без вращения. Это подшипники грузоподъемных, транспортных и других машин, например упорные подшипники поворотных кранов, грузовых крюков, домкратов, нажимных устройств прокатных станов, подшипники для поворота лопастей винтов самолетов и вертолетов и др.
Допускаемые нагрузки на невращающиеся подшипники выбирают исходя из условия, по которому общая остаточная деформация тела качения и колец не должна превышать величину, заметно влияющую на работу подшипника (оцениваемую 10-4 от диаметра тел качения).
Статическая грузоподъемность (допустимая радиальная статическая нагрузка, Н):

радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
Cor = foizDw2 cos
·;
роликоподшипников
Cor = 21,6izLwlDwl cos
·
Осевая грузоподъемность упорных и упорно-радиальных шарикоподшипников
Coa = 49zDw2 sin
·
Здесь i, z число рядов и число тел качения в ряду; Dw диаметр шарика, мм; Dwl и Lwl диаметр и эффективная длина (без фасок) роликов, мм;
· номинальный угол контакта; fo коэффициент, равный для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников 12,3, а для самоустанавливающихся 3,33.
Как видно из приведенных формул, роликоподшипники обладают значительно более высокой статической грузоподъемностью, чем шарикоподшипники.
В практической работе используют данные по статической грузоподъемности подшипников из каталогов.
Наибольшая нагрузка или при совместном действии радиальной и осевой нагрузки эквивалентная статическая нагрузка должна быть меньше статической грузоподъемности Со, подшипника. Нагрузки при частотах вращения до 10 мин-1 и при медленном качательном движении должны быть меньше статической грузоподъемности подшипника и грузоподъемности при n = 10 мин-1.
Эквивалентная статическая нагрузка для радиальных шарикоподшипников, радиально-упорных шарико- и роликоподшипников определяется как большая по следующим формулам:
Р0 = ХоFr + YоFa и Po = Fr,
где значение коэффициентов Хо и Yо см. в табл. 4.
В пределах скоростей вращения до 10 мин-1 при невысоких требованиях к плавности вращения допустимо кратковременное повышение нагрузки до 1,5...2 раз, а при повышенных требованиях целесообразно такое же понижение нагрузки. Подшипники, рассчитываемые на малый ресурс и работающие при малых скоростях, но при переменных нагрузках, следует проверять на статическую прочность.
Таблица 4
Коэффициенты радиальной X0 и осевой Y0 статической нагрузки однорядных подшипников
Типы подшипников
Хо


Шариковые радиальные
0,6
0,5

Шариковые радиально-упорные с углом:
· = 12°

· = 26°

· =36°
0,6
0,5
0,5
0,50
0,37
0,28

Шариковые сферические и роликовые радиально-упорные конические
0,5
0,22 ctg
·















Шарикоподшипники радиально-упорные
Легкая серия
Стандартные (ГОСТ 8314)
Для типа 36000, угол
· = 12°
Для типа 46000, угол
· = 26°






Условное обозначение подшипника
Размеры (в мм.)

Коэффициент работоспособнос-ти С
Предельное число оборотов в минуту
Допустимая статическая нагрузка Qст(в кг)
Вес (при-
близитель-ный) (в кг)

Тип 36000
Тип 46000
d
D
В

·
r
r1
Тип 36000
Тип 46000

Тип 36000
Тип 46000







наиб.
наим.









36 200
46 200
10
30
9
9
8,8
1
0.5
7 500
7 100
20 000
300
270
0,03

36 201
46 201
12
32
10
10
9,8
1
0,5
8 100
7 500
20 000
340
310
0,037

36 202
46 202
15
35
11
11
10.8
1
0,5
9 300
8 100
16 000
380
380
0,045

36 203
46 203
17
40
12
12
11,8
1.5
0,8
14 000
12 300
16 000
600
500
0,06

36 204
46 204
20
47
14
14
13,8
1,5
0,8
18 000
16 700
16 000
800
750
0,1

36 205
46 205
25
52
15
15
14,8
1.5
0,8
20 000
18 000
13 000
900
800
0,12

36 206
46 206
30
62
16
16
15,8
1,5
0,8
27 000
25 000
13 000
1300
1200
0,19

36 207
46 207
35
72
17
17
16,8
2
1
35 000
33 000
10 000
1900
1500
0,27

36 208
46 208
40
80
18
18
17,8
2
1
49 000
42 000
10 000
2 400
2 100
0,37

36 209
46 209
45
85
19
19
18,8
2
1
52 000
44 000
8 000
2 600
2 200
0,42

36 210
46 210
50
90
20
20
19,8
2
1
54 000
48 000
8 000
2 800
2 400
0,47

36 211
46 211
55
100
21
21
20,7
2,5
1,2
64 000
57 000
8 000
3 400
3 100
0,58

36 212
46 212
60
110
22
22
21,7
2,5
1,2
76 000
70 000
6 300
4 100
3 800
0,77

36 213
46 213
65
120
23
23
22,7
2,5
1,2
86 000
80 000
6 300
4 800
4 500
0,98

36 214
46 214
70
125
24
24
23,7
2,5
1,2
96 000
88 000
5 000
5 200
4 900
1,04

36 215
46 215
75
130
25
25
24.7
2,5
1,2
100 000
92 000
.5 000
5 600
5 200
1,13

36 216
46 216
80
140
26
26
25,7
3
1,5
108 000
104 000
5 000
6 400
6 300
1,38

36 217
46 217
85
150
28
28
27,5
3
1,5
120 000
112 000
4 000
7 300
6 800
1,75

36 218
46 218
90
160
30
30
29,5
3
1,5
140 000
128 000
4 000
8 600
7 900
2,2

36 219
46 219
95
170
32
32
31,5
3,5
2
158 000
148 000
4 000
9 900
9 200
2,6

36 220
46 220
100
180
34
34
33,5
3.5
2
170 000
164 000
3 200
11500
10 500
3,2

36 234

170
310
52
52
51,5
5
2,5
400 000

2 000
32 000

16,5






Условное обозначение
подшипника
Размеры (в мм)
Коэффициент работоспособ-ности С
Предельное число оборо-тов в минуту
Допустимая статическая нагрузка Qст (в кг)
Вес (при-близитель-ный) (в кг)


d
D
B
T
г
r1









наиб.
наим.







46 303
17
47
14
14
13,8
1,5
0,5
19 000
13 000
770
0,11

46 304
20
52
15
15
14,8
2
1
21000
13 000
900
0,14

46 305
25
62
17
17
16,8
2
1
31000
10 000
1400
0,23

46 306
30
72
19
19
18,8
2
1
38 000
10 000
1700
0,35

46 307
35
80
21
21
20,8
2,5
1,2
46 000
8 000
2 100
0,44

46 308
40
90
23
23
22,8
2,5
1,2
57 000
8 000
2 800
0,63

46 309
45
100
25
25
24,8
2,5
1,2
70 000
6 300
3 600
0,83

46 310
50
110
27
27
26,8
3
1,5
80 000
6 300
4 400
1,08

46 311
55
120
29
29
28,7
3
1,5
100 000
6 300
5 500
1,37

46312
60
130
31
31
30,7
3,5
2
112 000
5 000
6 400
1,71

46313
65
140
33
33
32,7
3,5
2
124 000
5000
7 300
2,09

46314
70
150
35
35
34,7
3,5
2
140 000
5 000
8 300
2,6

46315
75
160
37
37
36,7
3,5
2
158 000
4 000
9 300
3,1

46 316
80
170
39
39
38,7
3,5
2
170 000
4000
10 500
3,6

46 317
85
180
41
41
40,5
4
2
182 000
4 000
11 500
4,3

46 318
90
190
43
43
42,5
4
2
194 000
3 200
13 000
5

46 319
95
200
45
45
44,5
4
2
220 000
3 200
14 000
5,7

46 320
100
215
47
47
46,5
4
2
250 000
3 200
17 000
7,2

46 330
150
320
65
65
64.5
5
2,5
440 000
2 000
36 000
26










Шарикоподшипники раднально-упорные
Стандартные (ГОСТ 83184)
Условное обозначение
подшипника
Размеры (в мм)
Угол

·0
Коэффи-циент
работоспо-собности С
Предельное число оборотов в минуту
Допустимая статическая
нагрузка Qст
(в кг)
Вес (прибли-
зительный) (в кг)


d
D
B

·
r
r1










наиб.
наим.








66 406
66 407
36 308
66 408
66 409
66 410
66 412
46 416
36 318
46 418
66 322
30
35
40
40
45
50
60
80
90
90
110
90
100
90
110 120 130 150 200 190 225 240
23
25
23
27
29
31
35
48
43
54
50
23
25
23
27
29
31
35
48
43
54
50
22.6 24,6 22,6 26,6 28,6 30,6 34,4 47,4 42,2 53,4 49,2
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
4
4
5
4
1,2
1,2
1,2
1,5
1,5
2
2
1,2
2
2,5
2
36
36
12
36
36
36
36
26
12
26
36
54 000
64 000
60 000
80 000
96 000
108 000
132 000
230 000
220 000
270 000
260 000
8000
6300
8000
6300
6300
5000
4000
3200
3200
2500
2500
2 700
3 200
2 900
4 100
5 100
5 900
7 800
15 500
14 200
20 000
18 000
0,77
1,05
0,74
!,37
1,75
2,17
3,52
7
6,45
12
11,16




























Табл. 1
Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные (По ГОСТ 83182)
13 EMBED PBrush 1415
Тип 36000,
· = 120
Тип 46000,
· = 26°
Тип 66000,
· = 36°
Размеры, мм

Условное обозначение подшипников
d
D
B
r
r1
Грузоподъемность, Н







динами-ческая С
статичес-кая С0

Особолегкая серия,
· = 260

46106
46108
46109

46111
46112

46114
46115

46116
46117

46118
46120
30
40
45

55
60

70
75

80
85

90
100
55
68
75

90
95

110
115

125
130

140
150
13
15
16
1,5
0,5
11200
14600
17300

25200
28800

35600
35300

43200
44300

47400
50200
8030
11300
13700

21500
25000

32300
3 2300

40900
43000

45900
48500




18
2







20








22








24
2,5




Легкая серия,
· = 120

36201
12
32
10

·

·

·

·

36202
36203
36204
15
17
20
35
40
47
11
12
14
1
0,3
5580
6380
9430
3400
3900
6240

36205
36206
36207
25
30
35
52
62
72
15
16
17
1,5
0,5
12300
13100
18300
8470
9240
13300

36208
36200
36210
36211
40
45
50
55
80
85
90
100
18
19
20
21
2
1
24000
30600
32300
33900
18100
23700
25600
27600

36212
36213
36214
36215
60
65
70.
75
110
120
125
130
22
23
24
25
2,5
1,2
48200
57900
63000
65600
40100
51000
55900
59700




Продолжение табл.1
Условное обозначение подшипников
d
D
B
r
r1
Грузоподъемность, Н







динами-ческая С
статичес-кая С0

36216
36217
36218
80
85
90
140 .
150
160
26
28
30
3
1,5
73500
79000
92800
66600
72200
84600

36219
36220
95
100
170
180
32
34
3,5
2
110000 124000
104000 118000

Легкая серия,
· = 260

46200
46202
46203
10
15
17
30
35
40
9
11
12
1

0,3

4960
6070
9000
2790
3580
5730

46204
46205
46208
20
25
30
47
52
62
14
15
16
1,5
0,5
11600
12400
17200
7790
8500
12200

46207
46208
46209
46210
35
40
45
50
72
80
85
90
17
18
19
20
2
1
22700
28900
30400
31800
16600
21700
23600
25400

46211
46212
46213
46214
46215
55
60
65
70
75
100
110
120
125
130
21
22
23
24
25
2,5
1,2
39400
45400
54400
59100
61500
32100
36800
46800
51400
54800

46216
46217
46218
80
85
90
140
150
160
26
28
30
3
1,5
68900
74000
87100
61200
66400
77760

46219
46220
95
100
170
180
32
34
3,5

2

103000 116000
95600 109000

Средняя серия
· = 120

36302
36303
15
17
42
47
13
14
1,5
0,5
10400
43100
6930
8870

36305
36306
25
30
62
72
17
19
2
1
22000
26900
16200
20400

36307
36308
36309
35
40
45
80
90
100
21
23
25
2,5
1,2
35500
41300
50500
27400
33400
41000

36310
50
110
27
3
1,5
5 9200
48800

36312
36313
60
65
130
140
31
33
3,5
2
8 3000
9 4100
72500
83200

36318
90
190
43
4

137000
136000

Средняя серия,
· = 260

46303
17
47
14
1,5
0,5
12600
8150

46304
46305
46306
20
25
30
52
62
72
15
17
19
2
1
14000
21100
25600
9170
14900
18700

46307
46308
46309
35
40
45
80
90
100
21
23
25
2,5
1,2
33400
39200
48100
25200
30700
37700



Продолжение табл.1
Условное обозначение подшипников
d
D
B
r
r1
Грузоподъемность, Н







динами-ческая С
статичес-кая С0

46310
46311
50
55
110
120
27
29
3
1,5
56300
68900
44800
57400

46312
46313
46314
60
65
70
130
140
150
31
33
35
3,5
2


78800
89000
100000
66600
76400
87000

46318
46320
90
100
190
215
43
47
4

129000
167000
125000
180000

Легкая серия,
· = 36°

66211
66214
66215
55
70
75
100
125
130
21
24
25
2,5
1,2
36300
46400
56400
28900
37700
49300

66219
95
170
32
3,5
2
95100
86000

Средняя серия ,
· = 360

66311
55
120
29
3
1,5
60600
47400

66314
66322
70
110
150
240
35
50
3,5
4
2,0
93300
174000
78300
19000

Тяжелая серия,
·=360

66406
66407
30
35
90
100
23
25
2,5
1,2
384000
454000
28100
33700

66408
66409
40
45
110
120
27
29
3
1,5
527000
640000
38800
48200

66410
66412
50
60
130
160
31
35
3,5
2

776000
980000
61200
81000

66414
70
180
42
4

119000
11100

66418
90
225
54
5
2,5
163000
172000

























Таблица 2
Роликоподшипники конические однорядные (по ГОСТ 33371)
Размеры, мм

Условное
обозначение подшипников
d
D

·наиб
В
С
г
r1
Грузоподъемность, Н









динами-ческая С
статичес-кая С0

Особолегкая серия,
· = 11150

2007106
30
55
17,2
16
14
1,5
0,5
23500
19900

2007107
35
62
18,2
17
15


25600
23000

2007108
40
68
19,2
18



31900
28400

2007109
45
75
20,2
19
16


40000
34800

2007111
55
90
23,3
22
19
2
0,8
49100
45200

2007113
65
100





52900
51300

2007114
70
110
25,3
24
20


67600
65800

2007115
75
115





120000
108000

2007116
80
125
29,3
27
23


88400
85500

2007118
90
140
32,4
30
26
2,5

111000
111000

2007119
95
145





114000
115000

2007120
100
150





117000
12 0000

Легкая серия,
·=1216°

7202
15
35
12
11
9
1
0,3
8780
6140

7203
17
40
13,5
12
11
1,5
0,5
13800
9300

7204
20
47
15,5
14
12


19100
13300

7205
25
52
16,5
15
13


23900
17900

7206
30
62
17,5
16
14


29800
22300

7207
35
72
18,5
17
15
2
0,8
35200
26300

7208Н
40
80
20
20
16


42400
32700

7209
45
85
21
19



42700
33400

7210Н
50
90
22
21
17
18
19
21


52900
40600

7211
55
100
23


2,5

57900
46100

7212Н
60
110
24
23



72200
58400

7214Н
70
125
26,5
26




95900
82100

7215Н
75
130
27,5

22



97600
84500

7216
80
140
28,5


3
1
106000
95200

7217
85
150
31
28
24


109000
91400

7218Н
90
160
33
31
26


141000
125000

7219
95
170
31
32
27
3,5
1,2
145000
131000

7220
100
180
37,5
34
29


162000
146000





Продолжение табл.2
Условное
обозначение подшипников
d
D

·наиб
В
С
г
r1
Грузоподъемность, Н









динами-ческая С
статичес-кая С0

Легкая широкая серия,
· = 12160

7506Н
30
62
21,5
20
17
1,5
0,5
34900
27500

7507
35
72
24,5
23
20
2
0,8
50200
40300

7508Н
40
80
25
23
19


53900
44800

7509Н
45
85





51600
42600

7510Н
50
90





59800
54500

7511
55
100
27
28
21
2,5

72200
61600

7512
60
110
30

24


84000
75600

7513
65
120
33
31
27


109000
98900

7514
70
125
33,5




110000
101000

7515
75
130





115000
108000

7516
80
140
35,25
33
28
3
1
133000
126000

7517
85
150
39
36
30


151000
141000

7518
90
160
43
40
34


179000
171000

7519Н
95
170
46
43
37
3,5
1,2
225000
225000

7520
100
180
49,5
46
39


232000
236000

Средняя серия,
· = 11150

7304Н
20
52
16,5
15
13
2
0,8
25000
17700

7305
25
62
18,5
17
15


29600
20900

7306
30
72
21,0
19
17


40000
29900

7307
35
80
23,0
21
18
2,5

48100
35300

7308
40
90
25,5
23
20


61000
46000

7309Н
45
100
27,5
25
22


76100
59300

7310Н
50
110
29,25
27
22
3
1
96660
75900

7311
55
120
32
29
25


102000
81500

7312
60
130
34
31
27
35
1,2
118000
96300

7313
65
140
36,5
33
28


134000
111000

7314Н
70
150
38,5
35
30


168000
137000

7315
75
160
40,5
37
31


178000
148000

7317
85
180
45
41
35
4
1,5
221000
195000

7318
90
190
47,0
43
36


240000
201000

Средняя широкая серия,
· = 11150

7604
20
52
22,5
21
18,5
2
0,8
29500
22000

7605
25
62
25,5
24
21,0


45500
36600

7606Н
30
72
29
27
23


61900
51000

7607
35
80
33
31
27
2,5

71600
61500

7608
40
90
35,5
33
28,5


80000
67200

7609
45
100
38,5
36
31


104000
90500

7610
50
110
42,5
40
34
3
1
122000
108000

7611Н
55
120
46
43
35
3,5

148000
140000

7612Н
60
130
49
46
37

1,2
171000
157000

7613
65
140
51,5
. 48
41


178000
168000

7614
70
150
54,5
51
43


204000
186000

7615
75
160
58,5
55
46,5
3,5

249000
235000

7616Н
80
170
62
58
48


294000
291000

7618Н
90
190
68
64
53
4
1,5
369000
363000

620
100
215
78
73
61,5


451000
459000

Манжеты резиновые армированные (по ГОСТ 87527
·)*)


d
D
h1
h2
d
D
h1
h2

8
24
26
7
8

20
32
6







35
37
38
8
8
8
12

10
20
26
28
5
7
8











40
42
10
10
14

12
26
28
30
8
7
8










22
35
36
40
42
8
7
10
10
12

·
14
14

14
26
28
30
32
6
7
8
8










24
38
7


15
28
30
32
7
7
8


40
42
45
10









14

16
28
30
32
35
6
7
8
8

25
39
40
42
45
7
8
10
10
12
14
14

18
30
32
35
37
6
8
7
8

28
45
47
50
10
14





d
D
h1
h2
d
D
h1
h2

30


47
50
52
10
14
55
75
10
14






80
82
12
16

32
48
50
52
10
14









58
75
10
14

35
50
55
57
58
10
14










80
82
12
16





60
80
82
10
14

36
52
55
58
10
14










85
12
16





62
80
82
85
10
14

38
58
60
62
10
14









65
90
95
12
16

40
58
60
62
10
14
68
90
95
12
16

42
62
65
68
10
14
70
95
100
12
16





75
95
100
102
12
16

44
62
65
10
14





45
62
65
70
10
14
80
105
110
12
16





85
110
115
12
16

48
65
70
72
10
14









90
115
120
125
12
16

50
70
72
75
10
14










95
120
125
130
12
16

52
72
75
10
14









100
125
130
135
12
16


80
12
16





В манжетных уплотнениях давление между кольцами и валом создается за счет упругости манжеты или кольцевой (браслетной) пружиной.
Материал уплотнений резина, кожа, синтетический каучук (севанит) и пр.
Манжетные уплотнения делят на кассетные и бескассетные; последние подразделяют на каркасные и бескаркасные. Типовое кассетное уплотнение состоит из штампованного кожуха 1 с манжетой 2, на которую надета пружина 3; манжета прижата к кожуху кольцом 4 и снаружи закрыта шайбой 5; уплотнение устанавливают в крышку или корпус с натягом, и дополнительных креплений не требуется.
Конструкции и размеры бескассетных и .бескаркасных уплотнений для разъемных и неразъемных корпусов приведены в табл. Если окружающая среда достаточно чиста, то манжету устанавливают уплотняющей кромкой в сторону подшипника, в сильно загрязненной среде манжету устанавливают кромкой в обратную сторону. Если же необходимо, чтобы уплотнение удовлетворяло одновременно двум требованиям, то ставят сдвоенное уплотнение кромками в разные стороны.














































Размеры манжетных уплотнений, мм
13 EMBED PBrush 1415


d

d1
b
d

d1
b

10
30
15
10
45
75
52
12

12
32


50
80



(13)



55
85
62



14
35
18

60
90



15



65
95
72


(16)



70
100



(17)
40
20
10
75
105
82
14

18



80
110



20
45
24

85
115
92


22



90
120



25
50
30


95
130
102


28



100
140



30
55
34
12
(105)
105
112



(32)
60


110
160



35
65
42


115
170
122


40
70


120
180



Крышки прижимные (по ГОСТ 1851173)
Размеры, мм


D
D1
D2

Отверстия под винты
H
Н2
h1
b





d
d1
d2
Число





1820
28
40
14
4,8
8
10
3
6
__
__
2

2122
32
45
16
5,8



10



12



3



8



17


5


3




2426
36
50
18









2832
42
55
24









3537
48
65
28





18
6


4042
54
70
34
7



12



14



4



10



20


5


4




4447
60
78
38









5052
66
82
44









5558 6062
75
95
48 52





22
7


6568
84
105
58
9


15


20


4
12


26


8


4



7072
75
90
110
62
64









8085
100
120
72



6





9095
110
130
80









100
120
145
90
11
18
24
6
15
32
9
5

105110
130
155
95









115120 125130
140 150
165 175
105 115









135140
160
185
125









145
170
195
130















Крышки прижимные (по ГОСТ 1851273)
Размеры, мм


D
D1
D2
D3
D4
Отверстия под винты
H
h
h1
B
b
s






d
d1
d2
Число







3637
48
65
28
35
5,8
10
12
4
14
4
8
12
3
4

4042
54
70
34
40
7
12
14
4
15
5
10
13
4
5

47
60
78
38
47











52
66
82
44
50











55 .
75
95
48
50











6062
78
95
52
60











65-68
84
105
58
68
9


15


20



17
6
12
15



7072
90
110
62
72











75
90
110
64
72











80-85
100
120
72
80




6
28




6

9095
110
130
80
92











100
120
145
90
100
11
18
24

23
8
15
20
5
7

105110
130
155
95
110











115120 125130
140 150
165
175
105 115
120 125











135140
160
185
125
135











145
170
195
130
145











150155 160
180 190
210 220
135 145
150 160
13
20
26

28
10
18
25
6
8








Бескассетные манжетные уплотнения
Размеры, мм
Для разъёмного корпуса

d
вала
D
H
d1 без пру-жины
d
вала
D
H
d1 без пру-жины
d
вала
D
H
d1 без пру-жины

30
55
12,5
29
55
80
12,5
54
80
105
12,5
79

35
60

34
60
85

59
85
110

84

40
65

39
65
90

64
90
115

89

45
70

44
70
95

69
95
120

94

50
75

49
75
100

74
100
130
14
99



Примечание. Материал манжеты севанит 11; плотность 1,3· 103 кг/м3. Цилиндрическая пружина: наружный диаметр 3,5 мм при диаметре проволоки 0,7 мм для валов диаметром до 100 мм.

Для неразъемного корпуса



d
вала
D
H
D1
d1 без пру-жины
Масса
манже-
ты с пружиной, кг
d
вала
D
H
D1
d1 без пру-жины
Масса
манже-
ты с пружиной, кг

30
55
12
46
29
0,021
70
95
12
86
69
0,042

35
60
12
51
34
0,024
75
100
12
91
74
0,044

40
65
12
56
39
0,027
80
105
12
96
79
0,047

45
70
12
61
44
0,029
85
110
12
101
84
0,049

50
75
12
66
49
0,032
90
115
12
106
89
0,052

55
80
12
71
54
0,034
95
120
12
111
94
0,054

60
85
12
76
59
0,037
100
130
12
120
99
0,087

65
90
12
81
64
0,039








Редуктор цилиндрический двухступенчатый понижающий предназначен для уменьшения частоты вращения при передаче крутящего момента от двигателя к валу, от одного вала к другому. Допускается изготовление и поставка запчастей (валы и шестерни).


толщина стенки
· = 0,03aw + 3 мм, 13 EMBED Equation.3 1415 мм.
где L, B и H
· соответственно длина, ширина и высота отливки в метрах

· = 0,03aw + (13)мм

·1 = (0,81)
· мм.
диаметр отверстия в основании редуктора do = (1,62,4)
·
толщина основания крышки редуктора
·
толщина дна фундамента корпуса (22,5)
·
толщина рёбер жесткости под подшипники 0,8
·
диаметр крепёжных болтов крышки с корпусом dк = (1,21,6)
· [dк = 0,035aw+(25) мм]
диаметр крепёжных болтов масленой крышки dkр = 0,8
·
диаметр крепёжных болтов крышки с корпусом в месте подшипника d’к = 0,035aw+(25) мм.
Толщина стенки в месте установки подшипника (33,5)d’к

Характеристика корпусных деталей
К корпусам относят детали, содержащие систему отверстий и плоскостей, координированных друг относительно друга. К корпусам относят корпуса редукторов, коробок передач, насосов и т.д.
Корпусные детали служат для монтажа различных механизмов машин. Для них характерно наличие опорных достаточно протяженных и точных плоскостей, точных отверстий (основных), координированных между собой и относительно базовых поверхностей и второстепенных крепежных, смазочных и других отверстий. По общности решения технологических задач корпусные детали делят на две основные группы: а) призматические (коробчатого типа) с плоскими поверхностями больших размеров и основными отверстиями, оси которых расположены параллельно или под углом; б) фланцевого типа с плоскостями, являющимися торцовыми поверхностями основных отверстий. Призматические и фланцевые корпусные детали могут быть разъемными и неразъемными. Разъемные корпуса имеют особенности при механической обработке.
Технологические задачи.
Точность размеров:
точность диаметров основных отверстий под подшипник по 7-му квалитету с шероховатостью Ra = 1,6...0,4 мкм, реже - по 6-му квалитету Ra = 0,4...0,1 мкм;
точность межосевых расстояний отверстий для цилиндрических зубчатых передач с межцентровыми расстояниями 50...800 мм от ±25 до ±280 мкм;
точность расстояний от осей отверстий до установочных плоскостей колеблется в широких пределах от 6-го до 11-го квалитетов.
Точность формы:
для отверстий, предназначенных для подшипников качения, допуск круглости и допуск профиля сечения не должны превышать (0,25...0,5) поля допуска на диаметр в зависимости от типа и точности подшипника;
допуск прямолинейности поверхностей прилегания задается в пределах 0,05...0,20 мм на всей длине;
допуск плоскостности поверхностей скольжения 0,05 мм на длине 1 м.
Точность взаимного расположения поверхностей:
допуск соосности отверстий под подшипники в пределах половины поля допуска на диаметр меньшего отверстия;
допуск параллельности осей отверстий в пределах 0,02...0,05 мм на 100 мм длины;
допуск перпендикулярности торцовых поверхностей к осям отверстий в пределах 0,01...0,1 мм на 100 мм радиуса;
у разъёмных корпусов несовпадение осей отверстий с плоскостью разъёма в пределах 0,05...0,3 мм в зависимости от диаметра отверстий.

ПРАВИЛА ОФОРМЛЕНИЯ ЧЕРТЕЖЕЙ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Точность изготовления зубчатых колес задается по нормам кинематической точности, плавности работы и по контакту зубьев в передаче, требования к боковому зазору указываются видом сопряжения и видом допуска бокового зазора. Пример обозначения точности изготовления колес цилиндрической передачи 7-й степени точности с видом сопряжения Б, видом допуска бокового зазора b с модулем т
· 1; 7
·B ГОСТ 1643
·81. Здесь вид допуска бокового зазора не указан, т.к. он обозначается одинаковой буквой с видом сопряжения. Пример обозначения колеса цилиндрической зубчатой передачи 8-й степени по нормам кинематической точности, 7-й степени по нормам плавности работы, 6-й степени по нормам контакта зубьев с видом сопряжения В, видом допуска бокового зазора а при т
· 1: 876B а ГОСТ 164381.
Чертежи зубчатых колес выполняются по ГОСТ 2.40375 и по другим стандартам ЕСКД с учетом относящихся к обозначениям пунктов ГОСТ 164381. На изображении зубчатых колес (рис.1) должно быть указано следующее:
1. Диаметр вершин зубьев. Отклонение диаметра вершин зубьев и допуск на радиальное биение определяются расчетом по формулам, приводимым в специальных справочниках, в зависимости от варианта использования наружного цилиндра заготовки.
Например, при варианте, когда наружный цилиндр заготовки не используется для выверки установки заготовки на станке и в качестве базы для контроля размеров зуба, отклонение диаметра вершин зубьев назначается по h14 . . . h 17, а допуск на радиальное биение берется равным 0,1 m
2. Ширина зубчатого венца и ее отклонение по полю допуска h11 ... h14.
3. Угол сектора по окружности вершин зубьев (для зубчатого сектора).
4. Размеры фасок или радиусы кривизны линий притупления на кромках зубьев.
5. Шероховатость рабочих поверхностей зубьев и других поверхностей колеса.
6. На чертеже также указываются: глубина модификации (для колес с продольной модификацией зубьев); биение базового торца; предельные отклонения отверстия в соответствии с выбранной посадкой на вал (рис. 59, вид Б); отклонения элементов шпоночного или шлицевого соединения.
В правом верхнем углу поля чертежа таблицей приводятся основные параметры зубчатого венца (табл. 1).



Рис.1 .
Пример простановки размеров на чертеже зубчатого колеса

Таблица состоит из трех частей, отделяемых сплошными основными линиями. 1-я часть содержит основные данные модудь т ; число зубьев z; угол наклона линии зуба
·, надписи правое или левое для косозубых колес, шевронное для шевронного колеса; нормальный исходный контур, стандартный со ссылкой на ГОСТ 13755 81 (при т
· 1), нестандартный
· с необходимыми параметрами для его определения; коэффициент смещения x; степень точности по всем нормам, а также выбранный вид сопряжения и при необходимости
· вид допуска бокового зазора и класса отклонения межосевого расстояния.
Во 2-й части таблицы приводятся размеры и отклонения для контроля взаимного положения разноименных профилей зубьев (по одному из вариантов, например, длина общей нормали W). В 3-й части таблицы приводятся делительный диаметр и, при необходимости, прочие справочные данные (подробнее см. ГОСТ 2.40382). Неиспользуемые строчки таблицы параметров исключаются или прочеркиваются.
На чертеже зубчатого колеса приводятся и другие данные по типу: 1. Термообработка до HRCэ 40 . . . 50; 2. Неуказанные радиусы закруглений R 5; 3. Неуказанные уклоны <1:20; 4. Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H15, валов h15.


Таблица 1.
Параметры зубчатого венца
Модуль нормальный
тn
4,5

Число зубьев
z
72

Угол наклона зубьев

·
18011ґ

Направление зубьев

Правое

Нормальный исходный контур

ГОСТ 13755-81

Коэффициент смещения

·
0

Степень точности по ГОСТ 1643-81

8-
·-
·-
·
·

Данные для контроля взаимного поло-жения разноименных профилей зубьев
W
117,584 13 EMBED Equation.3 1415

Делительный диаметр
d
341,05

Прочие справочные данные

Сцепляется с колесом...




Рис.1 Спецификация

Основные элементы чертежного штампа на чертежах

Рис. 1

Таблица 1
Расшифровка граф основной надписи углового штампа
Номер
графы
Что указывают
в этой графе
Примеры заполнения

1

Наименование изделия (детали, сборочной единицы)
Шестерня. Крышка подшипника. Пружина спиральная. Редуктор

2
Обозначение чертежа
НКВ1. 378612046

3
Обозначение материала детали по соответствующему стандарту с номером стандарта (заполняется только на чертежах деталей)
Бронза Бр. А7 ГОСТ 18175-78

4
Литеру, присвоенную чертежу (заполняется последовательно, начиная с крайней левой клетки)
А (эту литеру присваивают чертежам установочной серии).
Б (эту литеру присваивают чертежам серийного или массового производства)

5



Массу изделия или его составных частей в кг. В отдельных случаях допускается указывать массу в граммах при условии соблюдения единства размерности в пределах изделия
0,42 (масса считается в кг, если не указана размерность).

6
Масштаб изображения на чертеже
1:1 (букву М не пишут)

7
Порядковый номер листа
1 (знак № не пишут, для чертежей размещающихся на одном листе, графу не заполняют)

8

Общее количество листов на которых выполнен данный чертеж
3

9

Наименование или различительный индекс предприятия (завода, проектного института), выпустившего чертеж
СКВ-47



10
Характер работы выполненный лицом, подписывающим чертеж:
Разработал
Проверил
Технологический контроль
Нормализационный контроль
Утвердил
Разраб.
Пров.
Т. контр.
Н. контр.
Утв.

11
Фамилии лиц, подписывающих чертеж
(Чертеж считается недействительным без подписи лиц, ответственных за его выпуск)

12
Подписи тех же лиц


13
Дату подписания чертежа
2.06.99

14

Обозначение чертежа, повернутое на 180°, для формата 11 и для форматов, больших 11, при расположении основной надписи вдоль длинной стороны листа
АКВ1.378612046 (такая перевернутая запись нужна для архива)



Масштабы:
Уменьшения
· 1:2; 1:2,5; 1:4; 1:5; 1:10; 1:15; 1:20; 1:25; 1:40; 1:50: 1:75; 1:100; 1:200; 1:400; 1:500; 1:800; 1:1000.
Увеличения
· 2:1; 2,5:1; 4:1; 5:1; 10:1; 20:1; 40:1; 50:1; 100:1.




Вал шлицевой

ЧТЕНИЕ УКАЗАНИЙ НА ЧЕРТЕЖАХ О ДОПУСКАХ ФОРМ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛИ
Форма детали, как и размеры, получается при изготовлении с отклонениями от номинальной геометрически правильной формы (непрямолинейность, овальность и т. п.).
Возможны отклонения и от расположенных поверхностей, ограничивающих деталь (непараллельности, радиальное или торцовое биение и т. п.).
Технические требования к форме детали отображаются на чертежах в виде условных графических обозначений (знаков) и указаний или пояснительных текстовых записей.
Наглядное геометрическое пояснение, определение предельных отклонений формы, расположение поверхностей и соответствующих знаков, входящих в обозначение, приведены в табл. 9.













Таблица 9
Условные знаки, входящие в обозначение допусков формы I, допусков расположения II и суммарных допусков формы и расположения III
Условный знак допуска
Вид допуска (в скобках приведены определения ниже даны, пояснения к рисункам)
Наглядное геометрическое определение

Д о п у с к п р я м о л и н е й н о с т и

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от прямолинейности) Общий случай (а):
· отклонение от прямолинейности (наибольшее значение); частные случаи: вогнутость (б): выпуклость (b)




Допуск плоскостности

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от плоскости) Общий случай (а);
·1,
·2,
·3,...,
·6отклонения от прямолиней-ности профиля. Наиболь-шее значение из них в пределах нормируемого участка, например
·5, ха-рактеризует допуск пло-скостности. Частные слу-чаи, вогнутость (б); выпук-лость (в); седловидность (г)


Допуск круглости

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от круглости) Общий случай (а):
·1,
·2,
·3, ..,
·6отклонения в поперечных сечениях, наибольшее зна-чение из них, например
·2, характеризует допуск кру-глости; частные случаи; огранка (б); овальность (в)







Условный знак допуска
Вид допуска (в скобках приведены определения ниже даны, пояснения к рисункам)
Наглядное геометрическое определение

Допуск цилиндричнос
·и

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от цилиндричности) Общий случай (а);
· наибольшее отклонение в продольных сечениях, частные случаи: изогнутость (а); конусность (в); седлообразность (г); бочкообразность (д)



Допуск параллельности

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от параллельности). На рисунке показана непараллель-ность прямых; другие случаи: непараллельность плоскостей, плоскости и оси отверстия; осей отверстий





Допуск перпендикулярности

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от перпендикулярнос-ти),
· отклонение от перпен-дикулярности плоскостей (на заданной длине l); другие случаи: неперпендикулярность осей отверстий, оси и плоскости



















Условный знак допуска
Вид допуска (в скобках приведены определения ниже даны, пояснения к рисункам)
Наглядное геометрическое определение

Допуск соосности

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от соосности это допуск в радиусном выражении; в диаметральном выражении это значение удваивается)
· отклонение от соосности относительно базовой оси; другие случаи: несоосность относительно общей оси



Допуск симметричности

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение отклонения от симметричности; в диаметральном выражении это значение удваивается)
· отклонение от симметричности оси отверстия относительно поверхностей; другие случаи: несимметричность расположения плоскостей, граней, отверстий и т. д.



Допуск торцового биения

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение торцового биения)



Допуск радиального биения

13 EMBED PBrush 1415
(наибольшее допустимое значение радиального биения)












Чтение условных обозначений на чертежах допусков формы
Условное обозначение допуска формы (буквенную отметку элемента, для которого задается допуск, ставят только при текстовых записях)
Пояснение условности и примеры текстовых записей на чертежах в технических требованиях (вместо условных на изображениях) пуск, ставят только


Допуск прямолинейности

13 EMBED PBrush 1415
Допуск прямолинейности образующей вала (А) 0,01 м

Допуск плоскостности

13 EMBED PBrush 1415
Допуск плоскостности поверхности (А) 0,02 мм на площади 100х100 мм

Допуск круглости

13 EMBED PBrush 1415
Допуск круглости вала (А) 0,07 мм

Допуск цилиндричности

13 EMBED PBrush 1415
Допуск цилиндричности вала (А) 0,05 мм












Чтение условных обозначений на чертежах допусков расположения I и суммарных допусков формы и расположения II
Условное обозначение допуска расположения (буквенную отметку элемента, для которого задается допуск, ставят только при текстовых записях)
Пояснение условности и примеры текстовых
записей на чертеже в технических требованиях
(вместо условных на изображениях)

Допуск параллельности

13 EMBED PBrush 1415
Допуск параллельности оси отверстия (Б) относительно оси отверстия А 0,1 мм

Допуск перпендикулярности


Допуск перпендикулярности поверхности (Б) относительно основания А 0,1 мм

Допуск соосности

13 EMBED PBrush 1415
Допуск соосности двух отверстий относительно их общей оси 0 0,02 мм (допуск зависимый)

Допуск симметричности

13 EMBED PBrush 1415
Допуск симметричности поверхности (Б) относительно оси поверхности (А) Т 0,1 мм

Допуск торцового биения

13 EMBED PBrush 1415
Допуск торцового биения на диаметре 25 мм поверхности (Б) относительно оси поверхности А 0,05 мм

Допуск радиального биения

13 EMBED PBrush 1415
Допуск радиального биения поверхности (В) относительно общей оси поверхностей Ф и Б 0,1 мм.



Таблица 1
Номинальные передаточные числа для цилиндрических зубчатых редукторов и их разбивка на составляющие
Одноступенчатые
редукторы iоб
Двухступенчатые, трехосные
редукторы iоб = iб
·it
Двухступенчатые
соосные редукторы
iоб = iб
·it

1,25
8 = 2x4
8
· 2,5х3,15

1,4
9
· 2,24x4
9
· 2,8х3,15

1,6
10 = 2,5x4
10
· 3,15х3,15

1,8
11,2 = 2,8х4
11,2 = 2,8х4

2,0
12,5
· 3,15х4
12,5
· 3,15х4

2,24
14
·3,15х4,5
14
· 3,55х4

2,5
16 = 3,55х4,5
16 = 4х4

2,8
18 = 4х4,5
18 = 4х4,5

3,15
20
· 4,5х4,5
20
· 4,5х4,5

3,55
22,4
· 4,5х5
22,4
· 4,5х5

4,0
25 = 5х5
25 = 5х5

4,5
28 = 5,6х5
28 = 5х5,6

5,0
31,5 = 6,3х5
31,5 = 5х6,3

5,6
35,5
· 6,3х5,6
35,5
· 5,6х6,3

6,3
40
· 7,1х5,6
40
· 6,3х6,3

7,1
45
· 8х5,6
45
· 6,3х7,1

8,0
50
· 9х5,6
50
· 7,1х7,1

9,0



10,0







Примечания. iоб общее передаточное число ;
редуктора (допускается его отклонение от номинального значения до ±4%);
iб, iт передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней.

Значения входящих в эти формулы величин пояснены при выводе зависимостей.
Для серийных цилиндрических редукторов габаритные размеры передач (А, В) должны удовлетворять ГОСТ 21881 (табл. 31).
Применительно к коническим передачам круглое значение должно иметь конусное расстояние (L = 100, 150, 200 мм и т. д.).
Для повышения надежности работы передач и исключения вредного влияния колебаний при расчете редукторных валов особое внимание должно быть обращено на обеспечение их высокой жесткости.
Опоры валов в большинстве случаев выполняются в виде подшипников качения. При относительно небольших нагрузках применяются радиальные шариковые подшипники, при больших роликовые. Для восприятия значительных осевых усилий дополнительно устанавливаются упорные шариковые подшипники. Широко распространены радиально-упорные подшипники с коническими роликами, пригодные для восприятия значительных как радиальных, так и осевых нагрузок. В случае очень больших нагрузок иногда приходится устанавливать по два совместно работающих подшипника в одной опоре. С целью упрощения обработки посадочных мест в корпусе редуктора и, главное, повышения точности монтажа наружные диаметры подшипников одного вала желательно иметь одинаковыми, даже при различной величине нагрузок. Если применение разных подшипников неизбежно, можно использовать стаканы с одинаковым наружным диаметром.
Таблица 2
Межосевые расстояния быстроходной, промежуточной и тихоходной ступеней циилиндрических зубчатых редукторов
Одноступенчатые
и соосные
двухступенчатые
редукторы А
Двухступенчатые трехосные редукторы (Аб+
·т)
Трехступенчатые
редукторы
(Аб+ Апр+ Ат)

100
100 + 160
80+ 125+ 200

125
125 + 200
125+ 200+ 315

160
140 + 225
140+ 225+ 355

180
160 + 250
160+ 250+ 400

200
200 + 315
200+ 315+ 500

250
225 + 355
225+ 355+ 560

315
250 + 400
250+ 400+ 630

355
280 + 450
315+ 500+ 800

400
315 + 500
355+ 560+ 900

450
400 + 630
400+ 630+ 1000

500
450 + 710
450+ 710+ 1120

560
500 + 800
500+ 800+ 1250

630
560 + 900
560+ 900+ 1400

650
630 + 1000
630 + 1000+ 1600

710
800 + 1250


750
900 + 1400


800
1000 + 1600


900
1120 + 1800


1000
1250 + 2000


1250
1400 + 2240


1400
1600 + 2500


1600
Коэффициенты ширины колес

·ab= 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25

1800


2000


2240


2500


В случае небольших расстояний между опорами (до 0,5 0,6 м) и невысокой рабочей температуры редуктора (до 50 60° С) наиболее проста установка подшипников «враспор». При больших пролетах валов или значительных колебаниях температуры редуктора, во избежание защемления подшипников в результате температурных деформаций валов, каждый вал фиксируется от осевых перемещений лишь на одной опоре, воспринимающей осевые нагрузки, а другие опоры выполняются «плавающими» допускающими осевое смещение вала. В редукторах с коническими передачами в этом случае фиксирующими опорами следует всегда делать ближайшие к коническим колесам.



УСТАНОВКА ПОДШИПНИКОВ
Подшипники должны быть установлены так, чтобы обеспечивать необходимое радиальное и осевое фиксирование вала, без вредных нагрузок вследствие температурных деформаций, перетяжки при монтаже и т. д.
Длинные валы, для которых существенны температурные деформации, закрепляют от осевых перемещений в одной опоре (рис. 17.18, а); остальные опоры выполняют плавающими в осевом направлении. Это же относится к валам, имеющим подшипники в разных корпусах.
Для возможности свободных температурных перемещений наиболее подходят радиальные роликоподшипники с цилиндрическими роликами, а также радиальные шарикоподшипники с незакрепленными наружными кольцами.
Короткие валы, не подвергающиеся значительному нагреву, можно выполнять с простейшим осевым креплением (рис. 17.18,6). В этой конструкции один

Рис. 17.18. Основные способы установки шарикоподшипников




Рис. 10 24

Конструктивные элементы корпуса редуктора, зубчатых редукторах (рис.) и в мотор-редукторах применяют целые корпуса со съемными крышками.
Корпус с одной плоскостью разъема состоит из основания и крышки (см. рис. 10.22). Корпус обычно изготовляют из чугунного литья, а в тяжелонагруженных редукторах из стального литья. При индивидуальном изготовлении крупные корпуса выполняют сварными из листовой стали Ст2, СтЗ. Толщина стенок сварных корпусов на 2030% меньше, чем чугунных.
На рис. 10.24 показаны литые основания и крышка корпуса одноступенчатого цилиндрического редуктора, на рис. 10.25 червячного редуктора. Конструкция сварного корпуса цилиндрического одноступенчатого вертикального редуктора представлена на рис. 10.26. Специализированные заводы по производству редукторов при конструировании корпусов предусматривают возможность использования одного и того же корпуса (при постоянном межосевом расстоянии) для ряда передаточных чисел. При конструировании следует соблюдать также техническую эстетику.
Ориентировочные размеры основных элементов литого корпуса приведены в табл. 10.3; отчасти ею можно пользоваться также при конструировании сварных корпусов. Размеры лап и фланцев даны

Рис. 25. Корпус червячного редуктора Рис. 26. Сварной корпус редуктора







10.3. Соотношения размеров основных элементов корпуса из чугунного литья (см. рис. 10.24 и 10.25)
Параметры
Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора, одноступенчатого цилиндрического
Во всех случаях
· и
·1
· 8 мм

· = 0,025а+1;
·1== 0,02а+ 1

одноступенчатого конического
8 = 0,05Re+1;
·1=0,04Rе+1

одноступенчатого червячного

· = 0,04а+ 2;
· = 0,032а + 2

двухступенчатого

· = 0,025ат + 3;
· 1=0,02ат + 3

Толщина верхнего пояса фланца корпуса
b =1,5
·

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
b1 == 1,5
·1

Толщина нижнего пояса корпуса:
без бобышки
при наличии бобышки

р = 2,35
· рх = 1,5
·;
р2 = (2,252,75)
·

Толщина ребер основания корпуса
m = (0,851)
·

Толщина ребер крышки
m1 = (0,851)
· 1

Диаметр фундаментных болтов
d1 = (0,030,036) а+12 мм

Диаметр болтов: у подшипников
соединяющих основания корпуса с крышкой
d2 = (0,70,75)d1
d3 = (0,50,6) d1

крепящих смотровую крышку
d5 = (0,30,4) d1 или по рис. 10 28

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов d1, d2, d3
ci выбирают по табл. 10.4

Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса
Ki выбирают по табл. 10 4

Размер q, определяющий положение болтов d2
q*
·0,5d2 + d4

Высота бобышки hб под болт d2
hб выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку

Размеры элементов бобышки
R6 = 0,5Dl(D1 по табл. 10 5);
r1
· 0,15R6













Параметры
Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

Размеры опорной поверхности D1 и h под головки болтов и гайки
Принимают по табл. 10 5

Гнездо под подшипник



Диаметр отверстия
Dп по наружному диаметру подшипника или стакана


Винты крепления крышки подшипника d4
Число винтов п
Диаметр окружности расположения винтов Dв
Принимают по ГОСТ 18511731851473


Диаметр гнезда

Длина гнезда
Dк = D2+25 мм
D2диаметр фланца крышки;
l** =
· +x+c2 + Rб + 35 мм

Диаметр рым-болта
dp выбирают по ГОСТ 475173 в зависимости от массы редуктора по табл. 10.6 (масса редукторов по табл. 10 7)

Размеры штифта
Диаметр

Длина

· d3 (размеры по ГОСТ 312970; табл. 10 6)

· b + b1 + 5 мм

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
по диаметру
по торцам


А = 1,25
·
А1 =
· (на чертеже не показаны)

* Следует проверить также размер е
· (1 1,2) d2
** Для удобства механической обработки торцов бобышек и проверки перекоса осей отверстии размер Е обычно принимается одинаковым для всех опор, поэтому и размер l принимается для всех гнезд одинаковым

в табл. 10.4 и опорных поверхностей под крепежные детали в табл. 10.5. Рым-болты выбирают по ГОСТ 475173 (табл. 10 6) в зависимости от массы редуктора (табл. 10.7).
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; размеры штифтов берут по ГОСТ 312970.
Для предотвращения вытекания масла через плоскость разъема места разъема смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом. Прокладки в плоскости разъема не ставят, так как при этом нарушается посадка подшипников в корпус. У редукторов, имеющих горизонтальный разъем, на плоскости разъема основания корпуса иногда



10.4. Размеры лап и фланцев редукторов (см. рис. 10.24 и 10.25), мм
Параметры
Болты


Мб
М8
М10
М12
М16
М20
М24
М27
М30

Ki
22
24
28
33
39
48
51
58
65

сi
12
13
16
18
21
25
34
36
40

R0max
5
5
5
5
8
8
10
10
10

rmax
3
3
3
3
5
3
8
8
8

Назначение поверхности
D/D1 при диаметре резьбы d

Под болты с шестигранной головкой, под гайки шестигранные, под шайбы пружинные, стопорные с наружными чубьями, стопорные г внутренними зубьями

6
8
10
12
14
16
18
20
22
24
27
30


14
18
20
24
24
28
26
30
30
34
32
38
36
42
40
45
42
48
45
52
52
60
60
65

Под шайбы

14
18
20
24
26
30
28
34
32
36
34
40
38
42
40
45
42
48
50
55
55
60
6065



Опорные поверхности под крепёжные детали (ГОСТ 12876
·76)






10 6. Рым-болты и гнезда под них (по ГОСТ 475173)


Условное обозначение рым-болта с резьбой М10
Рым-болт М10 ГОСТ 475173

Диаметр резьбы d
М8
М10
М12
М16
М20
М24
М30

Рым болт
d1
36
45
54
63
72
90
108


d2
20
25
30
35
40
50
60


d3
8
10
12
14
16
20
24


d4
20
25
30
36
40
50
63


b
10
12
14
16
19
24
28


h
12
16
18
20
24
29
37


h1
6
8
10
12
14
16
18


l
18
21
25
32
38
45
55


l1, не менее
12
15
19
25
29
35
44


r
2
3


r1
4
6
8
12
15


Масса 1 шт , кг
0,05
0,12
0,19
0,31
0,5
0,87
1,58

Гнездо под рым-болт
d5
13
15
17
22
28
32
38


h2
5
6
6
7
9
10
11


l2
19
22
26
33
39
47
57














Грузоподъемность на 1 рым болт, кг

Диаметр резьбы d
М8
М10
М12
М16
М20
М24
М30

При на-
правле-
нии
строп
по вер-
тикаль-
ной оси
рым-
болта

120
200
300
550
850
1250
2000


под
углом 45" от
верти-
кальной
оси рым
болта
в плоскости кольца

80
125
175
250
325
500
700



с отклонением от плоскости кольца

40
65
90
125
150
250
350

Примечание При подъеме груза направление строп под углом от вертикальной оси рым болта свыше 45° не допускается


10.7. Массы некоторых типов редукторов

Зубчатые цилиндрические двухступенчатые редукторы

Межосевое расстояние аw1 x aw2, мм
Масса редуктора, кг
100x160

100
125X200

200
160x250

300
200x315

400
250X400

700

Зубчатые цилиндрические двухступенчатые соосные редукторы

Межосевое расстояние aw, мм Масса редуктора, кг
100
90
160
180
200
280
250
380
315
500

фрезеруют канавку для сбора масла, которое стекает обратно в корпус (см. рис. 10.24, разрез по Г Г). На поясе крышки часто устанавливают два отжимных болта (см. рис. 10.24) для облегчения разборки редуктора. Для захватывания редуктора при его подъеме к основанию корпуса у верхнего пояса его прилиты крюки (у легких редукторов крюков не делают).
Для подъема крышки редуктора иногда вместо рым-болтов делают в литье крюки или петли (рис. 10.27). На крышке корпуса для осмотра механизма и заливики масла имеется окно (люк). Его закрывают

Рис. 10.27. Крышки корпуса редуктора: а с крюками; б с петлями для
подъема

А
В
А1
B1
С
C1
K
R
Размер винта
Число
винтов

100
75
150
100
125

100
12
М8Х22
4

150
100
190
140
175

120
12
M8X22
4

200
150
250
200
230
130
180
15
М10Х22
6


Рис. 10.28. Крышка смотрового отверстия редуктора:
/ крышка: 2 ручка-отдушина; 3 прокладка (картон); 4 винт
крышкой, примерные размеры которой даны на рис. 10.28. Литая крышка для небольших редукторов показана на рис. 10.29. Во избежание попадания посторонних примесей в масло при заливке его в редуктор рекомендуется устанавливать в люке съемной фильтр-сетку (рис. 10.30). В нижней части корпуса имеется отверстие с резьбой для спуска масла и промывки редуктора (см. рис. 10.24). Отверстие закрывают пробкой (табл. 10.8) с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.
Диаметр прокладки принимают равным диаметру буртика "пробки, а толщину 24 мм в зависимости от диаметра.
Применяют также пробки с трубной конической резьбой, обеспечивающие герметичность соединения без прокладок. Конструкция и размеры таких пробок приведены в табл. 10.9.
Редукторы с большим тепловыделением (например, червячные) должны иметь отдушину, устанавливаемую на крышке корпуса (или на крышке смотрового отверстия).
Вследствие разбрызгивания масла быстровращающимися деталями воадушная среда внутри корпуса имеет взвешенные частицы масла (масляный туман). Наличие отдушины предотвращает повышение давления воздушной среды и просачивание воздуха со взвешенными частицами масла через стык корпуса и уплотнения валов в крышках подшипников.
Простейшие отдушины для небольших редукторов выполняют в виде ручки крышки люка со сверлеными внутри нее отверстиями (см. рис. 10.28, 10.29), в виде отдельной пробки с отверстиями (рис. 10.31) или же в комбинации с жезловым маслоуказателем, см. рис. 10.80). Более совершенная конструкция отдушины приведена в табл. 10.10.


Рис. 10.29. Литая крышка-
отдушина



Рис. 10.30. Фильтр-сетка:
1 крышка; 2 ручка, 3 сетка (фильтр)











10.8. Размеры пробок к маслоспускным отверстиям, мм


d
b
m
а
f
L
с
q
D1
D
s
l

М16Х1,5
М20Х2 М22Х2
М27Х2
М30Х2
МЗЗХ2
М36ХЗ
12
8
9
10
12
3
3
23
28
29
34
36
38

45
2
13,8
17,8 19,8
24
27
30

31,5
16
26
30
32
38
45
48

50
17
19,6


15

4


2,5

21

22
25,4


18


4

3,5

25,5

27
31,2



14



4

30,5

32
36,9


20
25













16
5
6

4,5

34

36
41,6










Рис. 10.31. Пробка-отдушина






Рис. 10.32. Отдушина:
1
· корпус; 2 колпак; 3 сетка; 4 прокладка

На рис. 10.32 дана конструкция отдушины, применяемая в крупных редукторах.
При конструировании литого корпуса следует соблюдать допустимые минимальные значения толщин стенок (табл. 10.11), необходимые сопряжения и переходы (табл. 10.12), линейные уклоны (табл. 10.13), радиусы галтелей.
10.9. Размеры пробок с конической трубной резьбой к маслоспускным отверстиям, мм


Диаметр резьбы d
l
D
D1
s
h

ј” 19н
3/8"19н
Ѕ “14h
3/4"14н
1” 11н
11/2”11н
2”11н
16
18
21
25
30
38
44
13,5
17
21,4
26,9
33,8
48,3
60,1
11,5
13,8
16,2
19,6
25,4
41,6
53,1
10
12
14
17
22
36
46
5
6
7
9
10
16
20












10 10 Размеры отдушины, мм

А
Б
В
Г
Д
Е
Ж
3
И
К
Л
М
Н
О
П
Р
С

М27х2
15
~30
15
~45
36
32
6
4
10
8
22
6
32
18
36
32

М48хЗ
35
~45
25
~70
62
52
10
5
15
13
52
10
56
36
62
55

10.11. Минимальная толщина стенок литых заготовок при отливке в земляные формы
Радиусы закруглений в литых деталях принимают по следующим данным при толщине стенок до 25 мм примерно равным 1/3, а при толщине стенок 25 мм равным V6 средней арифметической толщины сопрягаемых стенок
Ряд радиусов R для галтелей следующий: 1, 2, 3; 5, 8, 10, 15, 20, 25, 30, 40 мм.
В зависимости от назначения и конструктивных особенностей редуктора возможны те или иные отклонения размеров элементов корпуса по сравнению с указанными в табл. 10 3 в целях уменьшения массы. Экономии металла можно достичь уменьшением сечения элементов корпуса (но не за счет его жесткости) или изменением конструктивных форм корпуса редуктора. На рис. 10 33 показаны различные формы корпуса. Масса корпусов редукторов по отношению к типу а составляет: для типа б 77%, типа в 74% иг 67%.
Материал
Минимальная толщина стенок заготовок, мм


мелких
средних
крупных

Чугун
Сталь
35
6
810
1012
1215
15 20

Бронза Алюминий
3-5
58













О 12 Сопряжение в литых деталях
Характер сопряжений


Эскизы сопряжении


c = h
c
Угловые сопряжения

· = 75105°




· > 103°




·<75°



Сопряжение трех стенок



Постепенное изменение сечения




1. Значения x и y, мм.
Толщина стенки, мм
x
y

1015
3
15

1520
4
20

2025
5
25







2. Указанные размеры переходов рекомендуются при h
· (23)
·. При h > 3
· табличные значения следует увеличить, а при h < 2
· переходы необязательны


Формат
Зона
Поз.
Обозначение
Наименование
Кол.
Примечание













Документация














КРХХХХХ.01.00.00.СБ
Чертеж общего вида






КРХХХХХ..00.00. 73
Пояснительная записка















Сборочные единицы























Детали











А3

4
КРХХХХХ.01.00.01
Зубчатое колесо, ведущее
1


А3

5
КРХХХХХ.01.00.02
Зубчатое колесо, ведомое
1


А4

6
КРХХХХХ.01.00.03
Вал ведущий
1


А4

7
КРХХХХХ.01.00.04
Вал промежуточный
1


А4

8
КРХХХХХ.01.00.05
Выходной вал
1


А4

9
КРХХХХХ.01.00.06
Крышка смотровая
1






























Стандартные изделия













12

Болты ГОСТ 7798-70







М6- 6g х18







M10-6g х35
4






M16-6g х 50
4






Гайки ГОСТ5915-70







M8-6H.5
6






M10-6H.5
26






Шайбы 7019-0623







ГОСТ 14734-69
















КРХХХХХ.00.00.00.








Изм.
Лист.
№ докум
Подп.
Дата


Разраб.
Иванов


Привод ленточного конвейера
Лит
Лист 1
Листов

Рук проек.
Петров



У


1
1






СПбГМА им. С.А.Макарова каф.ПМИГ

Н.контр.






Утв.




















13EMBED Equation.31415




Приложенные файлы

  • doc 8884897
    Размер файла: 5 MB Загрузок: 0

Добавить комментарий