Олофинская В.П. 12 Детали машин

Оглавление
13 TOC \o "1-4" \h \z \u 1413 LINK \l "_Toc283612444" 14Предисловие 13 PAGEREF _Toc283612444 \h 1451515
13 LINK \l "_Toc283612445" 14Краткие методические указания к изучению материала 13 PAGEREF _Toc283612445 \h 1461515
13 LINK \l "_Toc283612446" 14ЧАСТЬ 1. ПЕРЕДАЧИ 13 PAGEREF _Toc283612446 \h 1481515
13 LINK \l "_Toc283612447" 14Глава 1. Общие сведения о передачах 13 PAGEREF _Toc283612447 \h 1481515
13 LINK \l "_Toc283612448" 14Классификация передач 13 PAGEREF _Toc283612448 \h 1481515
13 LINK \l "_Toc283612449" 14Кинематические и силовые соотношения в передаточных механизмах 13 PAGEREF _Toc283612449 \h 1491515
13 LINK \l "_Toc283612450" 14Глава 2. Фрикционные передачи и вариаторы 13 PAGEREF _Toc283612450 \h 14101515
13 LINK \l "_Toc283612451" 14Основные характеристики фрикционной передачи 13 PAGEREF _Toc283612451 \h 14111515
13 LINK \l "_Toc283612452" 14Скольжение в фрикционной передаче 13 PAGEREF _Toc283612452 \h 14111515
13 LINK \l "_Toc283612453" 14Материалы 13 PAGEREF _Toc283612453 \h 14111515
13 LINK \l "_Toc283612454" 14Оценка фрикционных передач 13 PAGEREF _Toc283612454 \h 14121515
13 LINK \l "_Toc283612455" 14Расчет на прочность фрикционной передачи 13 PAGEREF _Toc283612455 \h 14121515
13 LINK \l "_Toc283612456" 14Вариаторы 13 PAGEREF _Toc283612456 \h 14131515
13 LINK \l "_Toc283612457" 14Глава 3. Зубчатые передачи. Геометрия и кинематика цилиндрических прямозубых передач 13 PAGEREF _Toc283612457 \h 14141515
13 LINK \l "_Toc283612458" 14Классификация зубчатых передач 13 PAGEREF _Toc283612458 \h 14141515
13 LINK \l "_Toc283612459" 14Геометрия и кинематика зубчатых колес 13 PAGEREF _Toc283612459 \h 14151515
13 LINK \l "_Toc283612460" 14Методы зубонарезания 13 PAGEREF _Toc283612460 \h 14171515
13 LINK \l "_Toc283612461" 14Понятие о зубчатых колесах со смещением 13 PAGEREF _Toc283612461 \h 14171515
13 LINK \l "_Toc283612462" 14Глава 4. Зубчатые передачи. Основы расчета на контактную прочность и изгиб 13 PAGEREF _Toc283612462 \h 14181515
13 LINK \l "_Toc283612463" 14Материалы 13 PAGEREF _Toc283612463 \h 14181515
13 LINK \l "_Toc283612464" 14Причины выхода из строя и критерии работоспособности передачи 13 PAGEREF _Toc283612464 \h 14181515
13 LINK \l "_Toc283612465" 14Силы в зацеплении прямозубых колес 13 PAGEREF _Toc283612465 \h 14191515
13 LINK \l "_Toc283612466" 14Расчет на контактную прочность зубчатых передач 13 PAGEREF _Toc283612466 \h 14191515
13 LINK \l "_Toc283612467" 14Поломка зуба. Расчет зубчатых колес на изгиб 13 PAGEREF _Toc283612467 \h 14201515
13 LINK \l "_Toc283612468" 14Коэффициенты при расчете зубчатых колес на контактную прочность и изгиб 13 PAGEREF _Toc283612468 \h 14201515
13 LINK \l "_Toc283612469" 14Глава 5. Зубчатые передачи. Косозубые и шевронные колеса. 13 PAGEREF _Toc283612469 \h 14211515
13 LINK \l "_Toc283612470" 14Геометрические параметры косозубых цилиндрических колес 13 PAGEREF _Toc283612470 \h 14211515
13 LINK \l "_Toc283612471" 14Силы в зацеплении косозубой передачи 13 PAGEREF _Toc283612471 \h 14211515
13 LINK \l "_Toc283612472" 14Расчет косозубых колес на контактную прочность и изгиб 13 PAGEREF _Toc283612472 \h 14221515
13 LINK \l "_Toc283612473" 14Глава 6. Конические зубчатые передачи 13 PAGEREF _Toc283612473 \h 14231515
13 LINK \l "_Toc283612474" 14Основные параметры конического зубчатого колеса 13 PAGEREF _Toc283612474 \h 14241515
13 LINK \l "_Toc283612475" 14Общая характеристика конических передач 13 PAGEREF _Toc283612475 \h 14251515
13 LINK \l "_Toc283612476" 14Силы в зацеплении прямозубой конической передачи 13 PAGEREF _Toc283612476 \h 14251515
13 LINK \l "_Toc283612477" 14Основы расчета на контактную прочность и изгиб конической передачи 13 PAGEREF _Toc283612477 \h 14251515
13 LINK \l "_Toc283612478" 14Глава 7. Передача винт гайка 13 PAGEREF _Toc283612478 \h 14261515
13 LINK \l "_Toc283612479" 14Оценка передачи винт гайка 13 PAGEREF _Toc283612479 \h 14261515
13 LINK \l "_Toc283612480" 14Материалы 13 PAGEREF _Toc283612480 \h 14271515
13 LINK \l "_Toc283612481" 14Силовое соотношение в передаче винт гайка 13 PAGEREF _Toc283612481 \h 14271515
13 LINK \l "_Toc283612482" 14Критерии работоспособности и расчет передачи винт гайка 13 PAGEREF _Toc283612482 \h 14271515
13 LINK \l "_Toc283612483" 14Глава 8. Червячная передача 13 PAGEREF _Toc283612483 \h 14281515
13 LINK \l "_Toc283612484" 14Оценка червячных передач 13 PAGEREF _Toc283612484 \h 14281515
13 LINK \l "_Toc283612485" 14Основные параметры червячной передачи 13 PAGEREF _Toc283612485 \h 14281515
13 LINK \l "_Toc283612486" 14Силы в зацеплении червячной передачи 13 PAGEREF _Toc283612486 \h 14291515
13 LINK \l "_Toc283612487" 14Виды разрушений зубьев червячных колес 13 PAGEREF _Toc283612487 \h 14291515
13 LINK \l "_Toc283612488" 14Расчет на прочность червячной передачи 13 PAGEREF _Toc283612488 \h 14301515
13 LINK \l "_Toc283612489" 14Глава 9. Ременные передачи 13 PAGEREF _Toc283612489 \h 14311515
13 LINK \l "_Toc283612490" 14Классификация ременных передач 13 PAGEREF _Toc283612490 \h 14311515
13 LINK \l "_Toc283612491" 14Геометрические и кинематические зависимости ременной передачи 13 PAGEREF _Toc283612491 \h 14321515
13 LINK \l "_Toc283612492" 14Силы натяжения в ремне 13 PAGEREF _Toc283612492 \h 14331515
13 LINK \l "_Toc283612493" 14Напряжения в ремне 13 PAGEREF _Toc283612493 \h 14331515
13 LINK \l "_Toc283612494" 14Кривые скольжения ремня 13 PAGEREF _Toc283612494 \h 14341515
13 LINK \l "_Toc283612495" 14Расчет ремня по тяговой способности 13 PAGEREF _Toc283612495 \h 14341515
13 LINK \l "_Toc283612496" 14Оценка ременных передач 13 PAGEREF _Toc283612496 \h 14351515
13 LINK \l "_Toc283612497" 14Глава 10. Цепная передача 13 PAGEREF _Toc283612497 \h 14361515
13 LINK \l "_Toc283612498" 14Оценка цепных передач 13 PAGEREF _Toc283612498 \h 14361515
13 LINK \l "_Toc283612499" 14Классификация цепных передач 13 PAGEREF _Toc283612499 \h 14361515
13 LINK \l "_Toc283612500" 14Геометрические и кинематические параметры цепной передачи 13 PAGEREF _Toc283612500 \h 14371515
13 LINK \l "_Toc283612501" 14Критерии работоспособности и расчет цепной передачи 13 PAGEREF _Toc283612501 \h 14371515
13 LINK \l "_Toc283612502" 14Силы в цепной передаче 13 PAGEREF _Toc283612502 \h 14381515
13 LINK \l "_Toc283612503" 14Часть 2. ВАЛЫ И ОСИ. ПОДШИПНИКИ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РЕДУКТОРАХ. МУФТЫ 13 PAGEREF _Toc283612503 \h 14391515
13 LINK \l "_Toc283612504" 14Глава 11. Валы и оси 13 PAGEREF _Toc283612504 \h 14391515
13 LINK \l "_Toc283612505" 14Материалы 13 PAGEREF _Toc283612505 \h 14391515
13 LINK \l "_Toc283612506" 14Критерии работоспособности и виды разрушений валов и осей 13 PAGEREF _Toc283612506 \h 14391515
13 LINK \l "_Toc283612507" 14Расчет валов 13 PAGEREF _Toc283612507 \h 14401515
13 LINK \l "_Toc283612508" 14Глава 12. Подшипники скольжения 13 PAGEREF _Toc283612508 \h 14411515
13 LINK \l "_Toc283612509" 14Классификация подшипников скольжения 13 PAGEREF _Toc283612509 \h 14411515
13 LINK \l "_Toc283612510" 14Оценка подшипников скольжения 13 PAGEREF _Toc283612510 \h 14421515
13 LINK \l "_Toc283612511" 14Материалы 13 PAGEREF _Toc283612511 \h 14421515
13 LINK \l "_Toc283612512" 14Виды смазки. Смазывание подшипников 13 PAGEREF _Toc283612512 \h 14431515
13 LINK \l "_Toc283612513" 14Виды разрушений и критерии работоспособности подшипников скольжения 13 PAGEREF _Toc283612513 \h 14431515
13 LINK \l "_Toc283612514" 14Условный расчет подшипников скольжения 13 PAGEREF _Toc283612514 \h 14431515
13 LINK \l "_Toc283612515" 14Расчет на нагрев и отсутствие заедания 13 PAGEREF _Toc283612515 \h 14431515
13 LINK \l "_Toc283612516" 14Применение подшипников скольжения 13 PAGEREF _Toc283612516 \h 14441515
13 LINK \l "_Toc283612517" 14Глава 13. Подшипники качения 13 PAGEREF _Toc283612517 \h 14441515
13 LINK \l "_Toc283612518" 14Классификация подшипников качения 13 PAGEREF _Toc283612518 \h 14441515
13 LINK \l "_Toc283612519" 14Оценка подшипников качения 13 PAGEREF _Toc283612519 \h 14441515
13 LINK \l "_Toc283612520" 14Шариковые подшипники 13 PAGEREF _Toc283612520 \h 14441515
13 LINK \l "_Toc283612521" 14Роликовые подшипники 13 PAGEREF _Toc283612521 \h 14461515
13 LINK \l "_Toc283612522" 14Серии подшипников 13 PAGEREF _Toc283612522 \h 14461515
13 LINK \l "_Toc283612523" 14Условное обозначение подшипников качения 13 PAGEREF _Toc283612523 \h 14461515
13 LINK \l "_Toc283612524" 14Виды разрушений и критерии работоспособности подшипников качения 13 PAGEREF _Toc283612524 \h 14471515
13 LINK \l "_Toc283612525" 14Порядок подбора и проверка на долговечность подшипников качения 13 PAGEREF _Toc283612525 \h 14471515
13 LINK \l "_Toc283612526" 14Некоторые конструкции подшипниковых узлов 13 PAGEREF _Toc283612526 \h 14481515
13 LINK \l "_Toc283612527" 14Смазывание подшипников 13 PAGEREF _Toc283612527 \h 14481515
13 LINK \l "_Toc283612528" 14Глава 14. Общие сведения о редукторах 13 PAGEREF _Toc283612528 \h 14491515
13 LINK \l "_Toc283612529" 14Схемы редукторов 13 PAGEREF _Toc283612529 \h 14491515
13 LINK \l "_Toc283612530" 14Основные параметры редукторов 13 PAGEREF _Toc283612530 \h 14501515
13 LINK \l "_Toc283612531" 14Обозначение редукторов 13 PAGEREF _Toc283612531 \h 14511515
13 LINK \l "_Toc283612532" 14Смазывание редукторов 13 PAGEREF _Toc283612532 \h 14521515
13 LINK \l "_Toc283612533" 14Уплотняющие устройства 13 PAGEREF _Toc283612533 \h 14521515
13 LINK \l "_Toc283612534" 14Глава 15. Муфты 13 PAGEREF _Toc283612534 \h 14531515
13 LINK \l "_Toc283612535" 14Классификация муфт 13 PAGEREF _Toc283612535 \h 14531515
13 LINK \l "_Toc283612536" 14Типы муфт 13 PAGEREF _Toc283612536 \h 14531515
13 LINK \l "_Toc283612537" 14Подбор муфт и проверка на прочность основных элементов 13 PAGEREF _Toc283612537 \h 14551515
13 LINK \l "_Toc283612538" 14Часть 3 СОЕДИНЕНИЯ 13 PAGEREF _Toc283612538 \h 14561515
13 LINK \l "_Toc283612539" 14Глава 16. Разъемные соединения. Резьбовые соединения 13 PAGEREF _Toc283612539 \h 14561515
13 LINK \l "_Toc283612540" 14Профили резьб 13 PAGEREF _Toc283612540 \h 14561515
13 LINK \l "_Toc283612541" 14Крепежные резьбовые соединения и их детали 13 PAGEREF _Toc283612541 \h 14571515
13 LINK \l "_Toc283612542" 14Материалы 13 PAGEREF _Toc283612542 \h 14581515
15
Предисловие

Курс «Детали машин» является частью учебной дисциплины «Техническая механика» в программах для большинства технических специальностей учреждений среднего профессионального образования. Для некоторых специальностей машиностроительного профиля курс «Детали машин» изучается отдельно, в завершение выполняется курсовой проект.
По программе дисциплины «Детали машин» студенты изучают типовые расчеты деталей и сборочных единиц общего назначения, выполняют расчетно-графические и лабораторные работы. Полученные знания используются при выполнении курсовых работ и дипломных проектов по специальным дисциплинам.
Пособие состоит из трех разделов:
раздел I «Детали машин. Краткий курс»;
раздел II «Тестовые задания»;
раздел III «Приложение».
В пособии «Детали машин. Краткий курс» рассмотрены основные вопросы дисциплины в объеме, соответствующем требованиям к знаниям и умениям, предъявляемым студентам примерными программами дисциплины для машиностроительных и технологических специальностей среднего профессионального образования, утвержденными Управлением среднего профессионального образования Министерства образования России 04.06.2002 г.
Требования к знаниям и умениям студентов представлены в каждой теме дисциплины.
По каждой теме приводятся следующие сведения:
достоинства и недостатки передач и соединений;
области применения;
геометрические характеристики;
критерии работоспособности и причины выхода из строя;
основные расчетные формулы и физический смысл входящих коэффициентов.
Объем материала, представленного в пособии «Детали машин. Краткий курс», достаточен для выполнения тестовых заданий. Пособие содержит большое число рисунков и схем, облегчающих усвоение курса.
Тема «Общие сведения о редукторах» помещена после тем «Валы и оси» и «Подшипники», что позволяет лучше оценить конструкцию редуктора. Предлагаемые в тестовых заданиях вопросы направлены на подготовку студентов к выполнению самостоятельных расчетных работ.
Особое внимание уделяется проверке знаний назначения, основных характеристик, причин выхода из строя и критериев работоспособности деталей и сборочных единиц машин. Для стандартных (нормализованных) деталей и узлов проверяются знание критериев их работоспособности, умение подбора их по стандартам и проверки на прочность.
Форма вопросов дает возможность использовать карты тестовых заданий для контроля знаний на занятиях в аудитории, перед выполнением лабораторных и практических работ и для текущей аттестации студентов по темам курса. Тесты не содержат сложных расчетов и не требуют значительного времени на выполнение заданий.
По основным темам курса предлагается по пять вариантов тестов, каждый вариант содержит по пять вопросов (как теоретических, так и расчетных), каждому вопросу соответствуют четыре ответа, один из которых верный.
Уровень сложности предлагаемых тестовых заданий позволяет использовать их при текущем контроле знаний студентов высших учебных заведений для специальностей немашиностроительного профиля. Пособие будет полезно для самостоятельной работы студентов и для студентов-заочников при подготовке к экзаменам.
В разделе «Приложение» помещены справочные данные, необходимые для расчетов по темам и ответов на вопросы тестовых заданий.
Решение некоторых задач требует знаний по расчетам на прочность и жесткость, что устанавливает преемственную связь с курсом «Сопротивление материалов».
Автор выражает глубокую благодарность И. Н. Сафоновой и Е. М. Соломатиной за помощь при подготовке рукописи к изданию.



Краткие методические указания к изучению материала

Учебная дисциплина «Детали машин» обеспечивает базовые знания основ расчета и конструирования деталей и сборочных единиц (узлов) общего назначения.
При изучении дисциплины «Детали машин» в учебных заведениях используют различные обозначения для одних и тех же величин и приводят несколько отличные значения расчетных коэффициентов, что вызывает затруднения при составлении единых тестов. В настоящем пособии используются обозначения и данные для расчетов, помещенные в энциклопедии «Машиностроение» (т. 41: Детали машин. Конструкционная прочность, трение, износ, смазка. под общ. ред. Д. Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1995). Условные обозначения представлены в последовательности изложения материала.
Зубчатые передачи
и передаточное число;

· угловая скорость, рад/с;
п частота вращения, мин"1;
Р мощность, Вт, кВт;

· коэффициент полезного действия (КПД);
Т вращающий момент, Н м, кН м;
Д диапазон регулирования вариатора;
Ft окружная сила, Н, кН;
Fr радиальная сила, Н, кН;
Fa осевая сила, Н, кН;
Fn нормальная сила, Н, кН;
f коэффициент трения скольжения;
d, D диаметр колес (шкивов), мм;
b ширина колес, мм;
aw межосевое расстояние, мм;
m модуль зубьев, мм;
тп нормальный модуль зубьев, мм;
т, торцовый модуль зубьев, мм;

· угол зацепления,
рt шаг зубьев (окружной), мм;

· угол наклона зубьев,
de внешний делительный диаметр конического колеса, мм;
d средний делительный диаметр конического колеса, мм;
Re внешнее конусное расстояние конического колеса, мм;
R среднее конусное расстояние конического колеса, мм;
те внешний окружной модуль зубьев, мм;
т средний модуль зубьев, мм;
КН коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям;
KF коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

·B]imb предел контактной выносливости, МПа;

·F]imb предел выносливости материала при изгибе, МПа;

·ba коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию;

·hu коэффициент ширины колеса по диаметру;
Yf коэффициент формы зуба при расчете на изгиб;
А площадь поперечного сечения, мм2;
W осевой момент сопротивления сечения, мм3;
Wp полярный момент сопротивления сечения, мм3;
[
·H] допускаемое контактное напряжение, МПа;
[
·F] допускаемое напряжение изгиба, МПа;

·F нормальное напряжение изгиба, МПа;

·Н контактное напряжение, МПа;
Е модуль упругости, МПа;
Епр приведенный модуль упругости, МПа;

· радиус кривизны поверхности, мм;

·пр приведенный радиус кривизны, мм;

· коэффициент поперечной деформации;
q нормальная нагрузка по длине контактной линии, Н/мм;

·1,
·2 углы делительных конусов,

Червячная передача
Zi число заходов червяка;
q число модулей в делительной окружности колеса (коэффициент диаметра);

· угол подъема винтовой линии червяка, Ременные передачи

Ремённая передача


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

·1,
·2 угол обхвата ремнем шкивов,
[к] допускаемое полезное напряжение, МПа;
к0 приведенное полезное напряжение, МПа;
к полезное напряжение, МПа;

· коэффициент тяги;
С0; Са; Cv; Ср расчетные коэффициенты;

· коэффициент скольжения в передаче.

Цепная передача
t шаг цепи, мм;
ра среднее давление в шарнире, Н/мм2, МПа;
[рц] допускаемое среднее давление в шарнире, МПа;
Кэ коэффициент эксплуатации.
Ведущие детали передач обозначают нечетными номерами, ведомые четными. Другие необходимые обозначения величин приводятся в тексте. ,
При изучении материала раздела I следует обращать внимание на приведенные требования к минимуму содержания и уровню подготовки студентов технических специальностей. Знания основных вопросов курса проверяются в тестовых заданиях.
Рекомендуется использовать справочные данные, помещенные в Приложении. Раздел I.

ЧАСТЬ 1. ПЕРЕДАЧИ

Глава 1. Общие сведения о передачах

Знать кинематические и силовые соотношения в передаточных механизмах, формулы для расчета передаточного отношения, КПД, вращающего момента для всех ступеней многоступенчатого привода.
Уметь выбрать тип механической передачи для преобразования одного вида движения в другой, оценить выбранную передачу, произвести кинематический и силовой расчеты многоступенчатой передачи.

Механическими передачами, или передачами, называют механизмы, передающие энергию от двигателя к рабочим органам машины с преобразованием скоростей, сил или моментов, а иногда и характера движения.

Основные причины применения передач в машинах:
требуемые скорости рабочих органов машины часто не совпадают со скоростями стандартных двигателей;
скорости рабочего органа машины часто необходимо регулировать (изменять) в процессе работы;
большинство рабочих органов машин должны работать при малых скоростях и обеспечивать большие вращающие моменты, а высокооборотные двигатели экономичнее;
двигатели изготовляют для равномерного вращательного движения, а в машинах иногда требуется прерывистое поступательное движение с изменяющимися скоростями.

Классификация передач

по принципу передачи движения: передачи трением и передачи зацеплением; внутри каждой группы существуют передачи непосредственным контактом и передачи гибкой связью;
по взаимному расположению валов: передачи с параллельными валами (цилиндрические), передачи с пересекающимися осями валов (конические), передачи со скрещивающими валами (червячные, цилиндрические с винтовым зубом, гипоидные);
по характеру передаточного числа: с постоянным передаточным числом и с бесступенчатым изменением передаточного числа (вариаторы).

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

Передачи зацеплением «работают» за счет зацепления зубьев и шарниров цепи с зубьями звездочки. Трение в данном случае вредно, и большинство передач работает со смазкой. Основное достоинство передач зацеплением высокий КПД, компактность и надежность.
На рис. 1.1, г, д изображены цилиндрическая и коническая зубчатые передачи, на рис. 1.1, е червячная (зубчато-винтовая передача), на рис. 1.1, ж цепная передача.

Кинематические и силовые соотношения в передаточных механизмах

Кинематические соотношения в передаче можно рассмотреть по схеме цилиндрической фрикционной передачи (см. рис. 1.1, а).


Окружная скорость ведущего шкива

При отсутствии проскальзывания скорость ведущего и ведомого шкивов должна быть одинаковой:

Тогда

Отношение угловой скорости ведущего колеса к угловой скорости ведомого или частоты вращения ведущего колеса к частоте вращения ведомого называется передаточным отношением:

Для передач зацеплением можно использовать следующее выражение (поскольку диаметр колеса пропорционален его числу зубьев):

Связь между мощностями на ведущем и ведомом звеньях можно получить из известных формул механики:


Известно, что Р = Т
·, где Т вращающий момент;
· угловая скорость.
Тогда

В зависимости от величины передаточного отношения i передачи делятся на передачи с постоянным передаточным отношением (I /> 1;
·1 >
·2 редукторы, понижающие передачи; I < 1;
·1 <
·2 мультипликаторы, повышающие передачи) и передачи с бесступенчатым регулированием скорости.
Параллельно с понятием передаточного отношения i используется понятие передаточного числа и\ для редукторов i = и.
В передачах с бесступенчатым регулированием скорости (вариаторы) передаточное отношение i величина переменная, и их характеристикой является диапазон регулирования

Если в механизме необходимо значительное изменение скорости, применяют многоступенчатые передачи.
Ступенью считают передачу одной парой колес, одним ремнем или одной цепью.
На рис. 1.2 изображены многоступенчатые (двухступенчатые) передачи. Нумерация ступеней и колес начинается от двигателя.
Для многоступенчатой передачи общее передаточное число

где u1, и2, иn передаточные числа ступеней.
Общий КПД передачи

где
·1,
·2 и т.д. КПД ступеней.
Например, для привода, изображенного на рис. 1.2, а, общий КПД

где
·р КПД ременной передачи;
·ц КПД цилиндрической зубчатой передачи;
·подш КПД подшипников.
Для передачи, изображенной на рис. 1.3, можно записать

Скорости валов:

Мощности на валах: Р2 = Р1
·1; Р3 = Р2
·2. Вращающие моменты на валах:
Т2 = T1u1, Т3 = Т2и2
·2.




Глава 2. Фрикционные передачи и вариаторы

Иметь представление о принципе работы, достоинствах и недостатках фрикционных передач и вариаторов основных типов.
Знать формулы для расчета передаточного отношения передачи с учетом и без учета скольжения в передаче, для расчета силы трения, момента трения, усилия нажатия пружины; устройство, материалы, причины выхода из строя и критерии работоспособности фрикционных передач; формулы для определения диапазона регулирования вариаторов основных типов; формулы для расчета на контактную прочность и уметь ими пользоваться.

Фрикционная передача это передача, в которой движение передается силами трения.
Простейшие фрикционные передачи (рис. 2.1) состоят из двух колес (катков), которые прижимаются друг к другу с силой, создающей силу трения, равную величине передаваемого окружного усилия. Сила прижатия катков может создаваться собственным весом конструкции, рычагами, пружинами или специальными устройствами.

Основные характеристики фрикционной передачи

Передаточное число без учета проскальзывания

Сила трения в контакте

где f коэффициент трения (табл. П12 Приложения); Q сила прижатия.
Для случая, представленного на рис. 2.1, Ft
· Ff. Создаваемый момент трения

Сила прижатия

где К коэффициент запаса сцепления.
В ответственных случаях применяется автоматическое прижатие (самозатягивание), которое пропорционально передаваемому моменту.
Скольжение в фрикционной передаче

Скольжение в фрикционной передаче связано с упругими деформациями поверхностных слоев, износом поверхностей, возможным ослаблением прижатия катков, возможным непостоянством коэффициента трения.
Скольжение во фрикционной передаче зависит от нагрузки. При перегрузке может наступить буксование, при этом ведущий каток скользит по ведомому, ведомый каток останавливается. Буксование приводит к интенсивному разрушению рабочих поверхностей.
Передаточное число фрикционной передачи с учетом скольжения

где
· коэффициент скольжения:

где v1, v2 линейные скорости в точке контакта. Обычно в = 0,002...0,05.
Материалы

Основные требования к материалам:
износостойкость и контактная прочность;
высокий коэффициент трения;
высокий модуль упругости, чтобы не возникала значительная деформация площадки контакта и не увеличивались потери на трение.

Сочетание закаленная сталь закаленная сталь обеспечивает небольшие габаритные размеры передачи и высокий КПД; используют шарикоподшипниковые стали с закалкой до 60 HRC.
Сочетание чугун чугун или чугун сталь позволяет работать со смазкой и без нее (всухую).
Сочетание сталь текстолит позволяет работать без смазки, коэффициент трения специальных пластмасс достигает 0,5.
Применяют тела качения, покрытые кожей или резиной. Эти материалы обеспечивают высокий коэффициент трения, но он зависит от влажности воздуха. Такие колеса обладают малой контактной прочностью. Иногда используют покрытие из дерева.
Оценка фрикционных передач

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

Достоинства фрикционных передач:
простота конструкции;
бесшумность и плавность работы;
возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа.

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

Виды разрушений и критерии работоспособности передачи:
усталостное выкрашивание рабочих поверхностей;
заедание в тяжелонагруженных быстроходных передачах, работающих со смазкой;
при разрыве масляной пленки образуются приваренные частицы, задирающие поверхность в направлении скольжения;
изнашивание поверхности, часто неравномерное.

Повышенное изнашивание наблюдается в открытых передачах.
Для фрикционных передач с металлическими катками основным критерием работоспособности является контактная прочность.
Прочность и долговечность фрикционных передач оцениваются по контактным напряжениям напряжениям смятия поверхности на площадке контакта.
Расчет на прочность фрикционной передачи

Схема для расчета цилиндрической фрикционной передачи представлена на рис. 2.2.
Контактные напряжения передач с контактом по линии определяют по формуле Герца

где q нормальная нагрузка по длине контактной линии; Q сила прижатия катков; К коэффициент запаса сцепления (коэффициент нагрузки), К= 1,25...2; l длина контактной линии;
·пр приведенный радиус кривизны:

Епр приведенный модуль упругости,


· коэффициент поперечной деформации.
При
· = 0,3 получим условие прочности по контактным напряжениям:

где [
·H] допускаемое контактное напряжение для менее прочного материала катков.
Вариаторы

Вариаторы служат для плавного (бесступенчатого) изменения скорости вращения ведомого вала на ходу при постоянной скорости ведущего вала.
В зависимости от формы тел качения вариаторы делятся на
лобовые,
конусные,
торовые,
дисковые,
клиноременные.
Основная характеристика вариатора диапазон регулирования

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

Конусные вариаторы без промежуточного звена (рис. 2.3, б) по диапазону регулирования аналогичны лобовым и могут обеспечить изменение направления вращения.
Конусные вариаторы с параллельными валами и промежуточным элементом (рис. 2.3, е) могут работать только на ускорение или замедление.
Торовые вариаторы (рис. 2.3, в) состоят из торовых чашек и роликов. Изменение скорости на выходе достигается поворотом осей вращения роликов. Из всех типов вариаторов торовые вариаторы наиболее совершенны, их недостаток сложность конструкции. Диапазон регулирования торового вариатора

Многодисковые вариаторы (рис. 2.3, г) состоят из пакетов конических раздвинутых дисков, прижимаемых пружинами. Регулирование скорости производится смещением оси ведущего вала относительно ведомого; изменяется величина радиуса контакта.
КПД вариатора 0,75...0,85.
Диапазон регулирования дискового вариатора

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

Вариаторы стандартизированы, КПД = 0,8...0,9.
Практически для одноступенчатых вариаторов диапазон регулирования Д = 3...8.

Глава 3. Зубчатые передачи. Геометрия и кинематика цилиндрических прямозубых передач

Знать характеристики эволъвентного зацепления; формулы геометрического расчета цилиндрических прямозубых колес; уметь ими пользоваться.

В зубчатых передачах движение передается за счет зацепления пары зубчатых колес. Меньшее колесо сцепляющейся пары называют шестерней, большее колесом.
Классификация зубчатых передач

Зубчатые передачи применяют при любом расположении осей колес. При параллельном расположении осей колес используют цилиндрическую передачу, при пересекающихся осях коническую передачу, при скрещивающихся осях валов винтовые, гипоидные, спироидные (рис. 3.1).
Зубчатые передачи выполняют в основном закрытыми работающими в корпусе и со смазкой.
Открытые передачи, работающие на воздухе без смазки, обычно отличаются крупными размерами. Для них характерно ускоренное изнашивание.
В зависимости от расположения зубьев на колесе различают прямозубые, косозубые, шевронные колеса и колеса с круговыми зубьями.
Винтовые передачи (зубчатые цилиндрические передачи с винтовым зубом) из-за повышенного скольжения и низкой нагрузочной способности применяют ограниченно (рис. 3.1, e).
Для преобразования вращательного движения в поступательное применяют передачу шестерня рейка (рис. 3.1, г).
В зависимости от формы профиля зубьев передачи делятся на передачи с эвольвентными зубьями и зубьями очерченными дугами окружности (передача Новикова).
В зависимости от взаимного положения колес различают передачу с внешним (рис. 3.1, а) и с внутренним (рис. 3.1, д) зацеплением.
Геометрия и кинематика зубчатых колес
Поверхности взаимодействующих зубьев должны обеспечить постоянство передаточного числа. Профили зубьев должны подчиняться определенным требованиям, вытекающим из основной теоремы зацепления: общая нормаль, проведенная через точку касания профилей, делит расстояние между центрами О1 O2 на части, обратно пропорциональные угловым скоростям (рис. 3.2).
Практическое применение получило эвольвентное зацепление благодаря технологичности и достаточно высокой несущей способности. Рабочими профилями зубьев колес служит эвольвента. Каждое эвольвентное колесо нарезано так, что может сцепляться с соответствующими колесами, имеющими любое число зубьев.
Все геометрические параметры зубчатых передач стандартизированы.
С кинематической точки зрения зацепление зубчатых колес эквивалентно качению без скольжения двух окружностей с диаметрами O2П и О1П.
В качестве основного параметра зубчатых колес принят модуль.
Модуль расчетная величина, равная отношению окружного шага зубьев рt по делительной окружности к числу п:

Шаг зацепления расстояние между двумя одноименными профилями соседних зубьев по делительной окружности. Шаги сцепляющих зубьев должны быть равны.
Делительная окружность делит зуб на две части: головку и ножку.

Геометрия цилиндрических колес определяется несколькими концентрическими окружностями.
Начальные окружности это сопряженные окружности двух сцепляющихся колес. Их радиусы равны О1П и П02. Начальные окружности относятся только к зацеплению пары колес. При изменении межосевого расстояния О1О2 диаметры начальных окружностей также меняются.
Делительная окружность принадлежит каждому отдельно взятому колесу. Делительная окружность является начальной при зубонарезании, при зацеплении колеса с производящей рейкой. У большинства зубчатых передач делительные окружности совпадают с начальными:

Основные параметры зубчатого колеса могут быть выражены через модуль т.
Диаметр делительной окружности d = mz, где z число зубьев.
Диаметр окружности выступов da = d + 2ha = m(z + 2).
Диаметр окружности впадин df = d – 2hf = m(z – 2,5).
Высота головки зуба ha = т.
Высота ножки зуба hf = 1,25т.

Для обеспечения взаимозаменяемости модули зубьев цилиндрических колес стандартизированы (см. табл. П1 Приложения).
При передаче движения зубья колес сцепляются на линии А1А2 (линия зацепления). Линия зацепления образует с касательной, проведенной в точке касания //(полюс зацепления), угол зацепления
·; для цилиндрических колес
· = 20°.

Линия А1А2 общая нормаль к поверхностям зубьев в точке касания. Практически зацепление происходит между точками пересечения линии зацепления с окружностями вершин колес S1S2.

Основным геометрическим параметром цилиндрической передачи является межосевое расстояние

Межосевые расстояния и передаточные числа цилиндрических зубчатых колес стандартизованы (см. табл. П4, П5 Приложения).
Непрерывность работы передачи обеспечена, если последующая пара зубьев входит в зацепление до выхода предыдущей (перекрытие). Коэффициент торцового перекрытия
·а отношение длины активной линии зацепления к основному шагу,
·а > 1.
Методы зубонарезания

Метод обкатки точный, высокопроизводительный и наиболее распространенный метод. Процесс нарезания зубьев повторяет процесс зацепления двух колес или колеса с рейкой. Одно из колес или рейка снабжены режущими кромками и являются режущим инструментом, называемым производящим колесом.
Заготовка вращается, инструмент перемещается вдоль заготовки. Нарезание может производиться инструментальной рейкой, долбяком или червячной модульной фрезой.
При нарезании зубьев червячной фрезой (рис. 3.3, а) заготовка и фреза вращаются вокруг своих осей, обеспечивая непрерывность процесса. Одним и тем же инструментом можно нарезать колеса данного модуля с разным числом зубьев (рис. 3.3, а, б).


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

При заданном модуле изменение числа зубьев приводит к изменению формы зуба. С уменьшением числа зубьев колеса толщина зуба в основании уменьшается, и при некотором минимальном значении z появляется подрез зуба режущей кромкой инструмента.
Смещение зубьев (модификацию) применяют
для устранения подрезания зубьев при z < Zmm',
для повышения прочности зубьев путем увеличения их толщины;
для увеличения радиуса в точке касания (при этом увеличивается контактная прочность);
для получения заданного межосевого расстояния.
При нарезании колес со смещением инструмент сдвигается от центра заготовки (положительное смещение) или к центру (отрицательное смещение).
Модификация бывает высотной и угловой.
При высотной модификации колесо и шестерню изготовляют с противоположным смещением. Шестерню изготовляют с положительным смещением, колесо с отрицательным. Суммарный коэффициент смещения
·
· =
·1 +
·2 = 0, где
·1 и
·2 коэффициенты смещения шестерни и колеса соответственно. Межосевое расстояние и угол зацепления не меняются.
При угловой модификации суммарный коэффициент смещения отличен от нуля, а межцентровое расстояние и угол зацепления меняются.
При малом z инструменту сообщают смещение
·т.
При
· = 20° минимальное число зубьев 13 < zmm < 17.

Глава 4. Зубчатые передачи. Основы расчета на контактную прочность и изгиб

Иметь представление о видах разрушения, критериях работоспособности, материалах и допускаемых напряжениях зубчатых передан.
Знать геометрические, кинематические и силовые соотношения цилиндрических зубчатых передач; формулы для расчета усилий в зацеплении; формулы для расчета прямозубых передач на контактную прочность и изгиб; обозначения, физический смысл и порядок определения всех входящих коэффициентов: коэффициентов нагрузки, коэффициента ширины колеса, коэффициента формы зуба, допускаемых напряжений.
Материалы
Основные требования к материалам:
прочность поверхностного слоя и высокое сопротивление истиранию;
достаточная прочность при изгибе;
обрабатываемость, возможность получения достаточной точности и чистоты поверхности.
Основным материалом зубчатых колес является сталь, используют также чугун и пластмассу. Для уменьшения опасности повреждения поверхности зубьев применяют термообработку. Твердость поверхности должна быть такой, чтобы получить колеса необходимой точности. Наибольшее распространение получили углеродистые стали 35; 40; 50; 50Г. Применяют легированные стали 40Х; 45ХН. Углеродистые стали подвергают нормализации и улучшению, твердость поверхности 300...320 НВ.
Легированные стали закаливают, иногда применяют поверхностную закалку, цементацию, азотирование (НВ > 350).
Применение высокотвердых материалов уменьшает габаритные размеры передачи и увеличивает ее долговечность. Однако колеса из таких материалов требуют повышенной точности изготовления и монтажа, а обработку резанием производят до термообработки. Рекомендации по выбору материалов и термообработке приводятся в табл. П7 Приложения.
Крупные зубчатые колеса из пластмассы применяют для обеспечения бесшумной работы. Шестерня из пластмассы работает с колесом из стали; нагрузочная способность таких передач невысока.
Причины выхода из строя и критерии работоспособности передачи

Для зубчатых передач основными причинами выхода из строя являются повреждения поверхности:
усталостное выкрашивание для закрытых передач, работающих в масле, и
износ поверхности для открытых передач.
В высоконагруженных и высокоскоростных передачах может возникнуть заедание сваривание частиц металла с последующим отрывом от менее прочной поверхности. Образовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности.
Все виды повреждений поверхности связаны с нормальными напряжениями в контакте зубьев
·Н, называемыми контактными напряжениями.
Основными критериями работоспособности зубьев являются контактная прочность и прочность при изгибе.
Силы в зацеплении прямозубых колес

Распределенную нагрузку на площадке контакта принято представлять в виде сосредоточенной силы, приложенной в точке зацепления и направленной по линии зацепления (рис. 4.1).

Для расчетов силу Fn раскладывают на составляющие:
где Ft окружная сила,

Fr радиальная сила,

Расчет на контактную прочность зубчатых передач

Расчет по контактной прочности сводится к проверке условия

·H
· [
·H].
Размеры зубчатой передачи определяют из расчета (проектировочный расчет) по контактным напряжениям (рис. 4.2). За основу принимают формулу Герца для контакта цилиндрических поверхностей. После соответствующих преобразований и введения различных коэффициентов, учитывающих особенности геометрии зуба и характер действующей нагрузки, получают формулу для определения основного геометрического параметра зубчатой цилиндрической передачи межосевого расстояния, мм:
13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415
где Т2 вращающий момент на ведомом валу, Н мм; и передаточное число; К„ = 49,5 МПа|/3 для прямозубых колес;

Исследования показали, что предел контактной выносливости
·HIimb и базовое число циклов нагружений Nm в основном зависят от твердости рабочей поверхности зубьев; коэффициент KHL учитывает возможность повышения допускаемого напряжения при кратковременной нагрузке;
·HIimb определяется для выбранного материала из таблицы; N
· расчетное число циклов нагружений зубьев N
· = 60nLh; Lh полный ресурс, ч. За расчетное число циклов нагружений принимается меньшее из допускаемых значений для шестерни и колеса.
Полученное значение межосевого расстояния сравнивают со стандартными значениями, выбирая ближайшее. Для нестандартных редукторов полученное значение округляют по ряду предпочтительных чисел (табл. П37 Приложения).
Определяют все геометрические параметры передачи. Полученную передачу проверяют на прочность по формуле

где Кн= КщКНи коэффициент нагрузки; b2 =
·baaw.
Поломка зуба. Расчет зубчатых колес на изгиб

Поломка зубьев связана с напряжением изгиба. Чаще наблюдается выламывание углов зубьев вследствие перегрузок и усталости материала от длительно действующих переменных нагрузок.
Расчет на изгиб сводится к проверке условия aF< [of].
При расчете на изгиб полагают, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Зуб рассматривают как консольную балку с силой Fn, приложенной к его вершине (рис. 4.3). Под действием силы зуб сжимается и изгибается.
При расчете учитывают суммарное напряжение на растянутой стороне. При выводе формулы используют коэффициенты, учитывающие особенность формы зуба и характер действующей нагрузки. Окончательная формула для проверочного расчета на изгиб следующая:

где YF2 коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев (табл. П2 Приложения);
Ft окружная сила;
[
·f] допускаемое напряжение изгиба,
, где

·Fiimb предел выносливости зубьев при изгибе;

KFC коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.
Зуб шестерни у основания тоньше, чем у колеса, поэтому для обеспечения одинаковой прочности шестерню выполняют из более прочного материала, чем колесо. Для обеспечения равной изгибочной прочности зубьев шестерни и колеса желательно, чтобы


Расчет ведут для того колеса, для которого меньше.


Рекомендации по выбору пределов выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа:


Коэффициенты при расчете зубчатых колес на контактную прочность и изгиб
КН, KF коэффициенты нагрузки при расчете по контактным напряжениям и на изгиб.
КH
·, КF
· коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии.
KHv, KFv коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамику нагружения.
KHL, KFL коэффициенты долговечности, учитывающие возможность повышения допускаемого напряжения при кратковременной работе.
[sH], [sf], ~ допускаемые коэффициенты безопасности, [sH] = 1,1... 1,3; [sF] = 1,55...1,75.
При нереверсивной нагрузке KFC = 1; при двусторонней нагрузке KFC = 0,7...0,8.
Расчет открытых передач
Открытые передачи работают без корпуса и смазки, как правило, при малых скоростях, подвержены интенсивному абразивному износу. Колеса выполняют прямозубыми узкими, из материала с твердостью 250...280 НВ. Проектировочный расчет открытых передач проводится по контактным напряжениям с проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач.

Глава 5. Зубчатые передачи. Косозубые и шевронные колеса.

Знать устройство, принцип работы, классификацию и сравнительную характеристику зубчатых передач; особенности геометрии и расчета на прочность косозубых и шевронных зубчатых колес.

У косозубых колес зубья образуют с образующей делительного цилиндра угол
·. Оси колес остаются параллельными. Зубья нарезают теми же инструментами, что и прямые зубья. У пары зубчатых колес с внешним зацеплением одинаковые углы наклона зуба, но зубья противоположно направлены. У косозубого колеса параметры измеряют в торцовом (окружном) и нормальном (пп) направлениях (рис. 5.1).

Геометрические параметры косозубых цилиндрических колес

Нормальный модуль: m = mn = Pn/
·
Шаг в нормальном сечении рп; окружной шаг рг .

Окружной модуль

Делительный диаметр

Диаметр вершин da = d + 2тп; диаметр впадин df = d – 2,5тn.

Коэффициент осевого перекрытия косозубой передачи

где b ширина венца колеса; рх осевой шаг.
Силы в зацеплении косозубой передачи

Нормальную силу Fn в зацеплении можно разложить на три составляющие (рис. 5.2, а):


где F, окружная сила,


Fr радиальная сила, Fa осевая сила,


При работе косозубых передач зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно.
Передаваемая нагрузка распределяется на несколько зубьев.
В зацеплении всегда находятся минимум две пары зубьев.
По сравнению с прямозубыми передачами повышаются нагрузочная способность, плавность и бесшумность работы. Косозубые передачи широко применяют в технике.
С увеличением угла наклона увеличиваются длина контактной линии и коэффициент перекрытия, т. е. плавность и бесшумность работы повышаются.
Одновременно увеличивается осевое усилие, дополнительно нагружающее валы и подшипники.
Для ограничения осевых сил угол наклона выбирают в диапазоне 8...20°, стандартные косозубые колеса изготовляют с углом
· < 15°.
Для уравновешивания осевых усилий применяют цилиндрические колеса с венцами, разделенными на участки с правым и левым зубом, шевронные колеса. В шевронном колесе осевые силы на полушевронах направлены в разные стороны (рис. 5.2, б): они уравновешиваются внутри колеса и не передаются на валы и опоры. Углы наклона на шевронных колесах увеличивают до 35°, иногда больше. Недостатком шевронных колес является их высокая стоимость.

Расчет косозубых колес на контактную прочность и изгиб

Проектировочный расчет по контактным напряжениям
Профиль косого зуба в нормальном сечении совпадает с профилем прямого зуба тп = т. В колесах с косым зубом стандартизирован нормальный модуль. При получении формул для расчета на прочность косозубого колеса используют эквивалентное прямозубое колесо, у которого форма зуба совпадает с формой зуба в нормальном сечении косозубого колеса, радиус равен радиусу кривизны эллипса, полученного в сечении пп зуба косозубого колеса. Эквивалентное колесо изображено на рис. 5.3.
Параметры эквивалентного колеса определяют по формулам:
делительный диаметр


где следовательно,
число зубьев

Ширина эквивалентного прямозубого колеса равна длине зуба косозубого колеса.
Для расчета на прочность по контактным напряжениям и на изгиб используем формулы для прямозубого колеса. Подставив параметры эквивалентного колеса, получим формулу для проектировочного расчета передачи:

Для косозубых передач Ка = 43 МПа1/3. Косозубые передачи работают более плавно, поэтому коэффициент КH
· меньше, чем у прямозубых.
Допускаемые напряжения рассчитывают так же, как для прямозубых колес.
Полученное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего стандартного значения, определяют геометрические параметры колес и проверяют полученную передачу по контактным напряжениям.
Некоторые рекомендации по параметрам редукторов помещены в табл. П9 Приложения.
Проверочный расчет по контактным напряжениям выполняют по формуле

где КНа, Кщ, KHv, KFa, Кп, KFv коэффициенты нагрузки (см. расчет прямозубых передач).
Если условие не выполняется, увеличивают ширину колеса b2; если этого недостаточно, увеличивают межосевое расстояние.

Проверка на изгиб
Наклонное положение зубьев увеличивает их прочность на изгиб и плавность работы. Для расчета косозубых колес используют формулу для прямозубых и вводят поправочный коэффициент Yf
· коэффициент, учитывающий наклон зуба, Y
· = 0,7...0,9.
Проверку на изгиб косозубых колес выполняют по формуле

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

Допускаемое напряжение [af] определяется так же, как для прямозубых колес.
Для обеспечения равной прочности по контактным напряжениям и на изгиб можно определить нормальный модуль передачи по формуле

где aw полученное при расчете по контактным напряжениям межосевое расстояние; b2 =
·baaw.

Глава 6. Конические зубчатые передачи

Знать основные характеристики, геометрические и силовые соотношения в прямозубых конических передачах; усилия в зацеплении прямозубых конических колес; основы расчета на контактную прочность и изгиб.

Конические зубчатые передачи передают вращения между валами с пересекающимися осями. Основное применение нашли передачи с осями валов, пересекающимися под углом 90°. Передачи с межосевым углом, отличным от 90°, применяют редко из-за сложности изготовления.
Зацепление конических колес можно рассматривать как качение делительных круговых конусов шестерни и колеса. Диаметры основания делительных конусов шестерни и колеса и их числа зубьев связаны соотношением и = z1/z2 = sin
·2/sin
·1 (рис. 6.1). При угле
· = 90° tg
·1 = z1/z2, tg
·2 = u.

Основные параметры конического зубчатого колеса

Длину отрезка делительного конуса от вершины до основания называют внешним конусным расстоянием Rе.
Ширина зубчатого венца b определяется расстоянием между внешним и внутренним торцами по образующей делительного конуса,
Размеры конических зубчатых колес определяют по внешнему торцовому сечению с диаметрами de1 и de2.
Основной геометрический параметр конического колеса внешний окружной модуль


Расчеты конических колес на прочность производят по среднему делительному диаметру dm = d
Средний модуль зуба

Средние делительные диаметры

Внешний окружной модуль можно не округлять до стандартного значения.
Зубья конических колес в зависимости от изменения сечения по длине делятся на три формы (рис. 6.3).
Форма I применяется в основном для колес с прямыми зубьями.
Форма II обеспечивает оптимальную прочность на изгиб, технологична, используется для колес с круговыми зубьями.

Форма III применяется для плоских колес в специальных случаях.

Конические колеса выпускают с прямыми, косыми и круговыми зубьями (рис. 6.4). Конические колеса с круговыми зубьями по сравнению с прямозубыми обладают большей несущей способностью, работают с меньшим шумом. Зубья нарезают резцовыми головками методом обкатки. Угол наклона зуба в среднем сечении 35°, сопряженные колеса имеют противоположное направление линии зубьев. Шестерни выполняют с правым зубом, колеса с левым.

Общая характеристика конических передач

Конические передачи сложнее цилиндрических, требуют периодической регулировки. Для нарезания зубчатых конических колес необходим специальный инструмент. Шестерня закрепляется консолью, при этом увеличивается неравномерность распределения нагрузки. В зацеплении действуют осевые силы. Все это снижает нагрузочную способность по сравнению с цилиндрическими передачами. Однако конические колеса широко применяют в технике, где по условиям компоновки необходимо располагать валы под углом друг к другу.
Силы в зацеплении прямозубой конической передачи

Нормальную силу в зацеплении конической передачи раскладывают на окружную и перпендикулярную к ней:

В свою очередь силу F'r раскладывают на осевую и радиальную силы (см. рис. 6.1):

В результате

где

Для колеса направление действующих сил противоположное.
В прямозубой передаче осевая сила всегда направлена к большему торцу, радиальная к центру колеса (см. рис. 6.1).

Основы расчета на контактную прочность и изгиб конической передачи

Проектировочный расчет по контактным напряжениям
В конических колесах нагрузка по длине зуба распределена неравномерно. Для простоты расчет конических колес на изгиб ведут по среднему сечению зуба. Расчет основан на допущении, что нагрузочная способность конической передачи равна нагрузочной способности эквивалентной цилиндрической передачи при ширине колеса, равной ширине конических колес. Модуль цилиндрического колеса равен торцовому модулю конического колеса.
Диаметр эквивалентного колеса

Число зубьев

При проектировочном расчете определяют внешний делительный диаметр колеса.
Считают, что нагрузочная способность конического колеса составляет 0,85 нагрузочной способности цилиндрического.

где Кн коэффициент нагрузки.
Допускаемое напряжение определяют по формулам для цилиндрических колес.

Проверка на изгиб. Для открытых передач и передач с высокой твердостью поверхности (HRC > 50) геометрические параметры колес определяют из расчета на изгиб, при этом рассчитывают средний модуль. Для закрытых передач расчет на изгиб является проверочным. Для проверочного расчета

где KF коэффициент нагрузки; Yf коэффициент формы зуба, выбирается по числу зубьев z0, Ft окружная сила; b ширина зубчатого венца; т модуль зуба в среднем сечении.
Допускаемые напряжения рассчитываются так же, как для цилиндрических колес.

Глава 7. Передача винт гайка

Иметь представление о назначении передачи, о материалах деталей передачи, о факторах, влияющих на КПД.
Знать виды разрушений и критерии работоспособности; формулы для кинематического и геометрического расчетов.

Передача винт гайка используется для преобразования вращательного движения одного из звеньев в поступательное движение другого (рис. 7.1).
Винты в передаче делятся на
грузовые и
ходовые.
Грузовые винты используют в домкратах, винтовых прессах и нажимных устройствах.
Ходовые винты применяют в станках и измерительных приборах для установочных, рабочих и холостых перемещений.
Основное требование к передаче износостойкость и длительное сохранение точности.

В зависимости от вида трения в резьбе передачи делятся на
передачи скольжения и
передачи качения (рис. 7.2).
В домкратах и винтовых прессах применяют упорную резьбу, в винтовых передачах обычно используют трапецеидальную резьбу.
Передаточное отношение передачи винт гайка

где D диаметр маховика; ph ход винта (см. рис. 7.1): ph = pz, где р шаг резьбы; z число заходов резьбы.

Ведущим звеном может быть как винт, так и гайка. Скорость поступательного движения, мм/с, в зависимости от угловой скорости
·, рад/с, винта
13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415
Оценка передачи винт гайка

Достоинства передачи винт гайка:
простота конструкции;
малые габаритные размеры при большой несущей способности;
большое передаточное число;
возможность изготовления с большой точностью;
возможность получения самоторможения в передаче. Основной недостаток передачи винт гайка низкий КПД. При использовании передачи качения КПД увеличивается, но такие передачи сложны и их стоимость выше.
Материалы

Винты изготовляют из стали 45 или 50, а гайки из оловянных бронз БрО10Ф0,5 и Бр06Ц6СЗ.
Тяжелонагруженные передачи качения изготовляют из хромистых сталей, закаленных до твердости 61 HRC (ХВГ, 8ХВ и др.).
Силовое соотношение в передаче винт гайка

Окружная сила на маховике (см. рис. 7.1)

где Fa осевая сила на гайке (винте); i передаточное отношение передачи;
· КПД передачи:
где
· угол подъема винтовой линии (рис. 7.3); f = tg
·' коэффициент трения;
·' = arctgf приведенный угол трения.

Критерии работоспособности и расчет передачи винт гайка

Основным критерием работоспособности является износостойкость резьбы. Для уменьшения износа применяют антифрикционные пары материалов (сталь бронза, сталь чугун), смазку поверхностей, малые допускаемые напряжения смятия.
Резьбу проверяют на смятие. Рассчитывают среднее давление на поверхности витков из условия невыдавливания смазочного материала. Прочность тела гайки рассчитывают из условия прочности на растяжение. Винты проверяют на сжатие и устойчивость.
Расчет на износостойкость резьбы проводят по допускаемому давлению [р]изн с последующей проверкой болта на прочность

где d2 средний диаметр резьбы; Н1 рабочая высота профиля резьбы; ZB число витков гайки.
Для проектировочного расчета передачи

где
коэффициент высоты гайки;
·h коэффициент рабочей высоты профиля резьбы;
·Н = 0,5 (трапецеидальная резьба);
·н = 0,75 (упорная резьба). Наружный диаметр гайки

где d наружный диаметр резьбы.





Глава 8. Червячная передача

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

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

В передаче возникает значительное взаимное скольжение витков червяка по зубьям колеса, что вызывает повышенный износ и значительное выделение теплоты. Для уменьшения трения венцы червячных колес изготовляют из антифрикционных материалов (бронзы, реже чугуна).
Проводится тепловой расчет и определяются способы охлаждения. Зацепление требует периодических регулировок.
Оценка червячных передач

К достоинствам червячных передач необходимо отнести
большое передаточное число,
компактность,
небольшую массу,
плавность и бесшумность работы,
возможность получения самоторможения.
Самоторможение возможность передачи движения только от червяка к колесу; можно использовать механизм без тормозных устройств, препятствующих обратному движению колеса.
Основные параметры червячной передачи

Рассматривается передача без смещения (рис. 8.2). Основным расчетным параметром червяка является осевой модуль т = Р/
· , где р осевой шаг червяка.
Делительный диаметр червяка d1 = qm, где q коэффициент диаметра червяка. Значения т и q стандартизированы (см. табл. ПЗ Приложения).
Число заходов червяка z1 = 1; 2; 4.
Делительный угол подъема витка червяка
·, tg
· = z1/q (рис. 8.3). Некоторые значения угла подъема витка червяка приведены в Приложении.




Осевой модуль червяка равен торцовому модулю червячного колеса.
Диаметр делительной окружности колеса d2 = mz2.
Диаметр вершин зубьев в среднем сечении da2 = d2 + 2т.
Диаметр впадин червячных колес в среднем сечении df2 = d2 - 2,4т.
Наибольший диаметр червячного колеса

Зубья колес имеют вогнутую форму и охватывают червяк по дуге с углом 2
·.
Ширина венца b.
Межосевое расстояние передачи

Число зубьев червячного колеса z2.
Передаточное число червячной передачи

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

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

Силы в зацеплении червячной передачи

Силу взаимодействия витка червяка с зубом колеса раскладывают на три составляющие (рис. 8.4): Ft, Fr, Fa.
Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

Осевая сила на червяке равна окружной силе на колесе:

Радиальные силы равны друг другу:

Вращающий момент на колесе

Виды разрушений зубьев червячных колес

В червячной паре слабым звеном является зуб червячного колеса. Могут происходить поверхностные повреждения:
усталостное выкрашивание,
износ поверхности,
заедание.

Крайне редко возникает поломка зуба. Зубчатые венцы чаще всего изготовляют из бронзы, выбор марки зависит от скорости скольжения в передаче (см. рис. 8.3, табл. П8 Приложения).
В передачах с венцами колес из оловянных бронз наиболее опасно выкрашивание рабочих поверхностей, в колесах из безоловянных (алюминиево-железистых) бронз и чугунов чаще происходит заедание, переходящее в задир с изнашиванием поверхности.
Расчет на прочность червячной передачи

Расчет по контактным напряжениям является основным (проектировочным), а по напряжениям изгиба проверочным.
В основу расчета по контактным напряжениям положена формула Герца. После подстановки параметров червячного колеса, коэффициентов, учитывающих характер нагрузки, и соответствующих преобразований получена формула для проверочного расчета передачи:

где КН коэффициент нагрузки, для червячных передач КН = 1...1,5.
Выразив из полученной формулы межосевое расстояние, получим формулу для проектировочного расчета червячной передачи:

При расчете задаются ориентировочными значениями КПД редуктора, скорости скольжения в передаче, определяют вращающие моменты. По принятой величине скорости скольжения выбирают материал венца колеса и определяют допускаемое напряжение. По заданному передаточному числу определяют число заходов червяка и число зубьев колеса: и = z2/z1..
Полученное при расчете aw округляют (см. табл. П5 Приложения).
По рассчитанному межосевому расстоянию определяют геометрические параметры передачи и уточняют их по стандартам.
Определяют усилия в зацеплении. Проводят проверку полученной передачи на изгиб.
Формула для проверочного расчета передачи на изгиб

где KF коэффициент нагрузки; YF коэффициент формы зуба, выбирается по приведенному числу зубьев
(табл. П2 Приложения).
Скорость скольжения в передаче (см. рис. 8.3)


Рекомендации по расчету на прочность червячной передачи
После расчета межосевого расстояния модуль передачи определяют по формуле

Минимальное значение q из условия жесткости червяка qmin = 0,212z2. Полученное значение уточняют по стандарту (табл. ПЗ Приложения), при этом можно изменить z2, увеличив или уменьшив на 12 зуба.
Ширина венца червячного колеса зависит от числа витков червяка:

Допускаемые напряжения для материалов венца колеса зависят от способа отливки и марки бронзы или чугуна, от твердости рабочей поверхности червяка, долговечности передачи.
13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415


Тепловой расчет червячной передачи
Вследствие невысокого КПД в червячных передачах выделяется большое количество теплоты. Масло, детали передачи и стенки корпуса нагреваются.
Если отвод теплоты недостаточен, передача перегревается, резко уменьшается вязкость масла, возникает опасность выдавливания смазочного материала и заедания.
Тепловой расчет передачи проводят из условия теплового баланса: тепловыделение должно равняться теплоотдаче.
Глава 9. Ременные передачи

Иметь представление об упругом скольжении ремня, усилиях и напряжениях в ремне при передаче вращающего момента.
Знать типы ремней и шкивов; геометрические характеристики ременных передач, формулы для расчета передаточного отношения, межосевого расстояния передачи, длины ремня; знать основы расчета плоскоременных и клиноременных передач по тяговой способности; формулы для определения усилий натяжения ветвей ремня; формулы для определения напряжений в поперечных сечениях ремня.
Уметь пользоваться таблицами стандартов для выбора ремней передачи.
Уметь пользоваться кривой скольжения и КПД ремня для определения приведенного полезного напряжения в ремне; знать обозначения и физический смысл коэффициенов в формуле для определения допускаемого полезного напряжения.

Ременная передача фрикционная передача (нагрузка передается силами трения) с помощью гибкой связи (упругого ремня).
Ременная передача применяется для соединения валов, расположенных на значительном расстоянии друг от друга (рис. 9.1).
Классификация ременных передач

В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи делятся на
плоскоременные (рис. 9.2, а),
клиноременные (рис. 9.2, б),
поликлиновые (рис. 9.2, в) и
с круглым ремнем (рис. 9.2, г).

По расположению валов в пространстве различают
передачи с параллельными валами: открытые (рис. 9.3, а), перекрестные (рис. 9.3, б);
передачи со скрещивающимися валами полуперекрестные (рис. 9.3, в);
передачи с пересекающимися осями валов угловые (рис. 9.3, г).
Клиноременную передачу в основном применяют как открытую (см. рис. 9.3, а).

Предварительное натяжение ремня необходимо для нормальной работы передачи. Натяжение ремня может создаться за счет перемещения одного из шкивов, за счет натяжных роликов (рис. 9.3, д) или установки двигателя на качающейся плите.
Клиноременная передача обладает большей тяговой способностью, требует меньшего натяжения, меньше нагружает опоры валов, допускает меньшие углы обхвата, применима при больших передаточных отношениях и меньших межосевых расстояниях (табл. П10 Приложения).

Клиновые и поликлиновые ремни выполняют бесконечными и прорезиненными. Нагрузку несет корд или сложенная в несколько слоев ткань.
Клиновые ремни выпускают трех видов: нормального сечения, узкие и широкие. Широкие ремни предназначены для вариаторов.
Поликлиновые ремни плоские ремни с высокопрочным кордом и внутренними продольными клиньями, входящими в канавки на шкивах. Они более гибкие, чем клиновые, обеспечивают большее постоянство передаточного числа.
Размеры поликлиновых ремней см. в табл. П11 Приложения.
Геометрические и кинематические зависимости ременной передачи

Рассмотрим открытую передачу (см. рис. 9.1).
Межосевое расстояние передачи плоским ремнем а
· 1,5 (D 1 + D2).
Межосевое расстояние передачи клиновым ремнем

где h высота ремня.
Расчетная длина ремня

Межосевое расстояние в зависимости от длины ремня и диаметра шкивов

Угол обхвата на малом шкиве

Передаточное отношение

где
· коэффициент скольжения в передаче, при нормальной работе
· = 0,01...0,02.
Приближенно можно принимать

Силы натяжения в ремне

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

Сила натяжения ведомой ветви
где Ft передаваемая окружная сила.

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

где
·0 напряжение от предварительного натяжения; для плоских резинотканевых ремней
·0 = 1,8 МПа, для стандартных клиновых
·0 = 1,2...1,5 МПа.
При движении в ремне дополнительно возникает сила натяжения от центробежных сил Fv = pAv (существенно влияет при скорости 20 м/с), где р плотность материала ремня; А площадь поперечного сечения ремня.
Таким образом, натяжения в ветвях ремня разные:

Напряжения в ремне

При работе на холостом ходу (без передачи нагрузки) обе ветви ремня натянуты одинаково. При передаче полезной нагрузки натяжения ветвей ремня меняются. Напряжение от предварительного натяжения
·0 = F0/А.
Полезное напряжение в ремне к = Ft/A определяется по передаваемой окружной силе. Значением к оценивают тяговую способность передачи.
Напряжения в ведущей и ведомой ветвях при передаче нагрузки

При огибании ремнем шкивов в ремне возникают напряжения изгиба, зависящие от диаметров шкивов передачи.
На практике значение напряжения изгиба на малом шкиве ограничивается заданием минимального диаметра шкива
При круговом движении ремня на каждый его элемент действуют элементарные центробежные силы, дополнительно растягивающие ремень; возникают напряжения
·0.
Таким образом, при движении ремня напряжение в элементах ремня меняется (рис. 9.5).
Наибольшее значение напряжение имеет в момент набегания ремня на малый шкив, наименьшее в момент набегания на больший шкив; это явление вызывает упругое скольжение ремня на шкивах.
При движении на ведущем шкиве ремень укорачивается, а на ведомом удлиняется, ремень скользит на шкиве.
Необходимо отличать упругое скольжение и буксование. Упругое скольжение имеет место при любой нагрузке, буксование только при перегрузке.
Кривые скольжения ремня

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

Расчет ремня по тяговой способности

Расчет плоскоременной передачи сводится к определению требуемой площади поперечного сечения ремня.
Приведенное полезное напряжение

Условия эксплуатации ремня учитываются введением коэффициентов.
Допускаемое полезное напряжение

где Са коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на малом шкиве; Cv скоростной коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; Се коэффициент расположения передачи в пространстве; Ср коэффициент режима нагрузки.
Окончательно определяем

Для передач клиновыми и поликлиновыми ремнями следует выбрать соответствующий ремень по таблицам или с помощью графиков и определить число ремней клиноременной передачи (табл. П10 и П11 Приложения).
Сечение ремня выбирают по вращающему моменту на быстроходном валу или мощности (рис. 9.7, а). Минимальные диаметры шкивов выбирают по табл. П10 Приложения. При возможности следует избегать минимальных значений диаметров шкивов и минимальных значений межосевых расстояний, так как это уменьшает долговечность ремня.
Для выбранного ремня определяют номинальную мощность, передаваемую одним ремнем.
Определяют расчетные коэффициенты, учитывающие условия эксплуатации ремня.
Определяют число ремней в комплекте для передачи заданной мощности:

где CL коэффициент длины ремня; Р0 номинальная мощность, передаваемая одним ремнем; Рр мощность, передаваемая одним ремнем в условиях эксплуатации; С2 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями, Cz = 1 ...0,85.

В последнее время обозначения ремней изменились (рис. 9.7, б):
О = Z;
Б = В;
В = С;
Д = Е;
Е = ЕО.
Оценка ременных передач

Достоинства ременных передач:
ременная передача смягчает толчки и удары может демпфировать колебания;
ременная передача может служить предохранительным звеном при перегрузках;
ременная передача может использоваться для бесступенчатой регулировки скорости (см. рис. 2.3, д);
возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15 м и более).

Недостатки ременных передач:
большие габаритные размеры;
невозможно обеспечить постоянство передаточного отношения;
долговечность ремня недостаточна;
значительные нагрузки на опоры, особенно у плоскоременных передач.
В высоконагруженных передачах применяют передачи с зубчатым ремнем плоским ремнем с зубьями на внутренней поверхности. Передача работает по принципу зацепления ремня со шкивом. Предварительное натяжение не требуется, скольжение отсутствует.
Глава 10. Цепная передача

Знать основные параметры, кинематику и геометрию цепных передач; типы цепей и звездочек, их сравнительную оценку; обозначения цепей по стандарту.
Уметь подобрать тип цепной передачи по соответствующим таблицам.
Уметь подобрать цепь и рассчитать цепную передачу на долговечность исходя из износостойкости шарниров цепи.
Знать обозначения, физический смысл коэффициентов, уметь выбирать их исходя из заданных условий эксплуатации.

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

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

Достоинства цепных передач:

передача движения зацеплением, а не трением позволяет передавать большие мощности, чем с помощью ремня;
практически не требуется натяжение цепи, следовательно, уменьшается нагрузка на валы и опоры;
отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство среднего передаточного отношения;
цепи могут устойчиво работать при меньших межосевых расстояниях и обеспечивать большее передаточное отношение, чем ременная передача;
цепные передачи хорошо работают в условиях частых пусков и торможений;
цепные передачи имеют высокий КПД.

Недостатки цепных передач:
износ цепи при недостаточной смазке и плохой защите от грязи;
сложный уход за передачей;
повышенная вибрация и шум;
по сравнению с зубчатыми передачами повышенная неравномерность движения;
удлинение цепи в результате износа шарниров и сход цепи со звездочек.
Классификация цепных передач

В настоящее время применяют шарнирные
роликовые,
втулочные (рис. 10.3, а) и
зубчатые (рис. 10.3, б) цепи.

В роликовых цепях зацепление цепи со звездочкой осуществляется через ролик: долговечность цепи возрастает, но возрастает масса и стоимость цепи.
Цепи бывают однорядными и многорядными.
Зубчатые цепи набирают из пластин; большое значение имеет конструкция шарнира. В конструкцию входит направляющая пластина, предотвращающая сползание цепи со звездочки. По сравнению с втулочными зубчатые цепи работают более плавно, обеспечивают большую кинематическую точность, могут передавать большую мощность, имеют высокий КПД, но их масса и стоимость значительно выше.
Форма профиля зуба звездочки зависит от конструкции и размеров цепи. Звездочка для втулочной и роликовой цепи представлена на рис. 10.2, а, звездочка для зубчатой цепи на рис. 10.2, б.

Геометрические и кинематические параметры цепной передачи

Основной геометрический параметр цепи шаг t, мм (см. рис. 10.3).
Оптимальное межосевое расстояние а = (30...50)t.
Длина цепи в шагах

где z1 и z2 число зубьев звездочек.

Число зубьев малой звездочки выбирают из соотношения
Тогда z2 = zxu.

Окончательное значение межосевого расстояния

Диаметр делительной окружности звездочки

Передаточное число

Передаточное отношение передачи нельзя определять как отношение диаметров делительных окружностей звездочек. В пределах одного оборота звездочки передаточное отношение не остается постоянным, поэтому говорят о средней скорости цепи, м/с:

где
·, z угловая скорость и число зубьев звездочки.
Критерии работоспособности и расчет цепной передачи

При проектировочном расчете предварительно определяют шаг цепи по формуле

где Кэ коэффициент эксплуатации,
13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415
КД коэффициент динамичности; Кс коэффициент способа смазывания передачи; KQ коэффициент наклона передачи к горизонту; Крег коэффициент способа регулирования; Кр коэффициент режима нагрузки; Т1 вращающий момент на ведущей звездочке; [рц] допускаемое среднее давление в шарнире; т число рядов цепи; z1 = 29 - 2и минимальное число зубьев ведущей звездочки роликовой цепи.
После подбора цепи по стандарту (табл. П13 Приложения) выбранная передача проверяется на износостойкость по формуле

где Ft окружная сила,

А площадь проекции опорной поверхности шарнира, диаметр оси; В длина втулки (см. рис. 10.3, а).
Силы в цепной передаче

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

где Ft окружная сила, передаваемая цепью; F0 предварительное натяжение от провисания ведомой ветви цепи; Fv натяжение от центробежных сил.
Предварительное натяжение незначительное и составляет несколько процентов от Ft; в тихоходных передачах можно пренебречь и натяжением от центробежных сил.
Допускаемое среднее давление в шарнире, гарантирующее нормальную работу в течение принятого срока службы, определяется по табл. 10.1.

Таблица 10.1. Допускаемое среднее давление


Обозначение роликовых цепей: первая цифра число рядов; вторая цифра шаг, мм; третья разрушающая нагрузка, пропорциональная 10 Н; четвертая исполнение по ширине.
Например, ПР-12,7-1820-1: приводная роликовая цепь, однорядная, шаг 12,7 мм, разрушающая нагрузка 18 200 Н, первое исполнение по ширине.
Часть 2. ВАЛЫ И ОСИ. ПОДШИПНИКИ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РЕДУКТОРАХ. МУФТЫ
Глава 11. Валы и оси

Знать названия и назначения элементов конструкции валов и осей: цапф, шеек, галтелей, фасок и т. д.
Знать марки применяемых материалов; причины выхода из строя и критерии работоспособности валов и осей.
Уметь провести проектировочный и проверочный расчеты вала и оси.

Валы предназначены для передачи вращающего момента и поддержания расположенных на них деталей (рис. 11.1, а);
Оси, поддерживая расположенные на них детали, вращающего момента не передают.

Оси бывают вращающимися (рис. 11.1, б) и неподвижными (рис. 11.1, в).
Исходя из расчета на прочность и для удобства установки деталей валы выполняют ступенчатыми. Переходные участки вала выполняют цилиндрическими или коническими с галтелями разной формы и фасками (рис. 11.2).
Материалы

Для валов и осей применяют качественные углеродистые и легированные стали. Для валов и осей неответственных передач применяют стали обыкновенного качества (без термообработки).
Валы и оси обрабатывают на токарных станках, посадочные поверхности могут шлифоваться.
Критерии работоспособности и виды разрушений валов и осей

Валы и вращающиеся оси при работе испытывают циклически изменяющиеся напряжения (рис. 11.3) и чаще всего выходят из строя в результате усталостных разрушений.
Основными расчетными нагрузками являются крутящий момент (для валов) и изгибающий момент.
Основными критериями работоспособности являются прочность и жесткость.
Расчет валов

Расчет валов проводится в два этапа: проектировочный только под действием крутящего момента и проверочный расчет с учетом крутящего и изгибающего моментов.
Проектировочный (предварительный) расчет вала проводят по формуле

где Мк крутящий момент, Мк= Т; Т вращающий момент на валу; d диаметр вала; [тк] допускаемое напряжение при кручении, [тк] = 20...30 МПа.
Полученное значение диаметра вала округляют до ближайшего большего размера из ряда чисел R40 по ГОСТ «Нормальные линейные размеры» (см. табл. П37 Приложения). Форму и размеры вала уточняют при эскизной проработке вала после определения размеров колес, муфт и подшипников, по которым определяют длину шеек и цапф вала.
Проверочный расчет спроектированного вала проводят по сопротивлению усталости и на жесткость.
Предварительно определяют все конструктивные элементы вала, обработку и качество поверхности отдельных участков. Составляется расчетная схема вала и наносятся действующие нагрузки.
2. Проверочный уточненный расчет на сопротивление усталости заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях, выявленных по эпюрам моментов с учетом концентрации напряжений.
Принимают, что напряжение изгиба меняется по симметричному циклу (см. рис. 11.3, а), а напряжение кручения по отнулевому (см. рис. 11.3, б).
Амплитуда цикла изменения напряжений изгиба вала

где Мж изгибающий момент;
амплитуда отнулевого цикла изменения напряжений кручения

где Wос, Wp момент сопротивления изгибу и кручению сечений вала соответственно.
Запас прочности вала:
по нормальным напряжениям

по касательным напряжениям

где
·-1 предел выносливости при расчете на изгиб;
·-1 предел выносливости при расчете на кручение; K
·D, K
·D общий коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно:

где К
·, К
·, коэффициенты снижения предела выносливости за счет местных концентраторов галтелей, выточек, поперечных отверстий, шпоночных пазов (эффективный коэффициент концентрации напряжений); Kd коэффициент влияния абсолютных размеров; KF коэффициент влияния обработки поверхности; Kv коэффициент упрочнения поверхности; значения перечисленных коэффициентов приведены в специальной литературе.
Расчетный коэффициент запаса выносливости в сечении при совместном действии изгиба и кручения

Минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности 1,6...2,5.
Расчет осей ведут только на изгиб: при расчете неподвижных осей принимают изменения напряжений по отнулевому циклу, при расчете подвижных по симметричному.

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

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

Условие сопротивления усталости

где
·экв эквивалентные напряжения в сечении; Мэкв эквивалентный момент в сечении; d диаметр вала в сечении; [
·-1и] допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений.
В большинстве случаев ограничиваются упрощенным проверочным расчетом. В специальных случаях используют коленчатые (непрямые) валы и валы с изменяемой формой геометрической оси (гибкие). Используют сплошные и полые (с осевым отверстием) валы.
Глава 12. Подшипники скольжения

Иметь представление о рабочем процессе подшипников скольжения; о видах разрушений и критериях работоспособности. Знать конструкции, материалы, КПД подшипников, способы смазывания.
Знать порядок расчета на износостойкость и теплостойкость. Уметь определять допускаемую нагрузку на подшипник из расчета на теплостойкость и износостойкость.

Подшипники обеспечивают валам заданное положение и возможность вращения в заданном направлении, с заданной скоростью и нагрузкой при минимальных потерях на трение.
Классификация подшипников скольжения

По конструкции подшипники скольжения подразделяют на
разъемные и
неразъемные (рис. 12.1, а, б).

По направлению воспринимаемых нагрузок подшипники скольжения разделяют на
радиальные, воспринимающие нагрузки, перпендикулярные оси вала (рис. 12.1, а в) и
упорные для восприятия нагрузок вдоль оси вала (подпятник, рис. 12.1, г);
иногда подшипники могут воспринимать сочетание радиальной и осевой нагрузок.
Подшипники скольжения состоят из корпуса 1 (см. рис. 12.1), вкладышей 2 и смазывающих устройств 3.
Основным элементом подшипника является вкладыш.
Оценка подшипников скольжения

Достоинства подшипников скольжения:

высокая надежность при переменных и динамических нагрузках;
нормальная работа при высоких скоростях вращения;
бесшумная работа;
сравнительно малые радиальные размеры;
разъемные подшипники облегчают монтаж, допускают установку на шейки коленчатых (непрямых) валов.

Недостатки подшипников скольжения:

высокие требования к наличию смазочного материала, большой расход смазочного материала;
сравнительно большие осевые размеры;
значительные потери на трение, низкий КПД.
Материалы

Материалы вкладышей должны иметь
низкий коэффициент трения,
высокую теплопроводность,
достаточную износостойкость и сопротивляемость заеданию,
высокую сопротивляемость хрупкому и усталостному разрушениям.

Металлические вкладыши изготовляют из
бронз,
баббитов,
алюминиевых сплавов и
антифрикционных чугунов.
Применяют металлокерамические вкладыши, пористые, насыщаемые парами масла и способные долго работать без подвода смазочного материала.
Данные о материалах помещены в табл. П14 Приложения.
Виды смазки. Смазывание подшипников

Для нормальной работы важно создать надежное смазывание подшипников.
При неподвижном вале на поверхности цапфы (см. рис. 11.1, а) и вкладыша должна сохраняться пленка смазочного материала; работа подшипника в этот момент происходит в условиях граничной смазки.
Вращающийся вал втягивает смазочный материал между цапфой и вкладышем и создает гидродинамическую подъемную силу, вал всплывает с увеличением скорости. Толщина масляной пленки увеличивается, условия смазывания улучшаются. Работа подшипника в этом случае происходит в режиме полужидкой смазки.
Граничная и полужидкая смазка несовершенная смазка.
При дальнейшем возрастании скорости слой масла увеличивается и полностью перекрывает неровности поверхностей трения возникает жидкостная смазка. Трение в этом случае минимальное, а изнашивание и заедание отсутствуют. Такой вид смазывания называют гидродинамическим.
Смазочные материалы бывают жидкими, пластичными, твердыми.
Для подвода смазочного материала к поверхностям скольжения во втулках и вкладышах выполняют отверстия 4 (см. рис. 12.1), связанные с осевыми и кольцевыми канавками. Смазочный материал может подводиться в подшипник принудительно (под давлением), самотеком и с помощью специальных приспособлений.
КПД одной пары подшипников скольжения 0,96...0,98.
Виды разрушений и критерии работоспособности подшипников скольжения

Критерием работоспособности подшипников скольжения является износостойкость сопротивление изнашиванию и заеданию.
Заедание возникает при перегреве подшипника: снижается вязкость масла; масляная пленка местами разрывается; возникает металлический контакт; образуются мостики микросварки; вырываются частицы материала.
Условный расчет подшипников скольжения

Условный расчет подшипников скольжения проводят по двум показателям: среднему давлению между трущимися поверхностями р и произведению pv.
Расчет по среднему давлению обеспечивает износостойкость:

где R реакция в опоре; d диаметр цапфы; l длина цапфы (см. рис. 12.1, б); [р] допускаемое давление на поверхности трения.
Расчет на нагрев и отсутствие заедания


где v окружная скорость шейки вала или оси.


Применение подшипников скольжения

для валов больших диаметров;
для высокоскоростных валов;
для валов, работающих в условиях ударов и вибраций, в агрессивных средах;
для коленчатых валов;
в бытовой технике
Глава 13. Подшипники качения
Иметь представление о достоинствах, недостатках, областях применения, конструкции, классификации и маркировке подшипников качения.
Иметь представление об особенностях рабочего процесса подшипников качения, о видах разрушений, критериях работоспособности.
Иметь представление о возможных схемах установки валов на подшипниках качения, о назначении деталей опор на подшипниках каченияу типе смазывания, конструкции уплотнений.
Знать формулы, физический смысл и обозначение входящих в формулы коэффициентов для расчета эквивалентной динамической нагрузки и долговечности; уметь ими пользоваться.

Подшипники качения состоят из внутренних и наружных колец, тел качения и сепаратов, отделяющих тела качения друг от друга.

Классификация подшипников качения

Подшипники качения классифицируют
по форме тел качения (шариковые и роликовые);
по числу рядов тел качения (однорядные и двухрядные);
по направлению воспринимаемой нагрузки (радиальные, радиально-упорные, упорные);
по конструктивным особенностям (с канавками на наружном кольце, с одной или двумя защитными шайбами и другими особенностями).
Оценка подшипников качения

Достоинства подшипников качения:
по сравнению с подшипниками скольжения в подшипниках качения трение значительно меньше, КПД подшипников выше;
выше несущая способность;
простота обслуживания;
малый расход цветных металлов;
малый расход смазочных материалов;
малые осевые размеры;
высокая степень взаимозаменяемости. Недостатки подшипников качения:
чувствительность к ударам и вибрациям;
большие габаритные размеры в радиальном направлении;
малая долговечность и надежность при высоких скоростях.
Шариковые подшипники
Шариковые радиальные подшипники (рис. 13.1, а) могут воспринимать значительную радиальную нагрузку и небольшую осевую нагрузку в обоих направлениях. Они наиболее дешевы и широко распространены.




Шариковые радиальные сферические подшипники (рис. 13.1, б) предназначены для восприятия радиальных нагрузок, допускают значительные перекосы (до 4°) колец, применяются в конструкции с нежесткими валами или где невозможно обеспечить соосность отверстий в корпусах.

Шариковые радиально-упорные подшипники (рис. 13.1, ж) отличаются большей грузоподъемностью, предназначены для восприятия комбинированных радиальных и осевых нагрузок только одного направления. Работать только при радиальной нагрузке они не могут, под действием радиальных нагрузок из-за наклона контактных линий возникают внутренние осевые силы.

Шариковые упорные подшипники (рис. 13.1, и) воспринимают только осевые нагрузки, лучше работают на вертикальных валах.
Роликовые подшипники

Роликовые радиальные подшипники (рис. 13.1, в) выпускают
с коротким цилиндрическим роликом,
с длинным цилиндрическим роликом (рис. 13.1, д, игольчатый подшипник).
Такие подшипники не воспринимают осевые нагрузки, допускают раздельный монтаж колец. Роликовые подшипники обладают большой радиальной грузоподъемностью, допускают только осевое смещение колец.
Кроме перечисленных выпускают подшипники с витыми цилиндрическими роликами (рис. 13.1, ё).

Роликовые радиальные сферические подшипники (рис. 13.1, г) обладают большей грузоподъемностью, чем шариковые, но они сложнее и дороже.

Роликовые конические подшипники (рис. 13.1, з) необходимо регулировать при сборке. Подшипники этого типа допускают раздельный монтаж наружного кольца, воспринимают радиальную и осевую нагрузку, обладают большой нагрузочной способностью.

Упорные подшипники могут быть и роликовыми. Они обладают большой несущей способностью, практически не допускают перекоса колец (рис. 13.1, к).
Роликовые подшипники выполняют с роликами различной формы. Иногда для уменьшения габаритных размеров дорожки качения выполняют прямо на валу или в корпусе машины, а подшипник изготовляют без внутреннего кольца. Некоторые подшипники изготовляют без сепараторов.
Серии подшипников

Для одного и того же диаметра выпускают подшипники разных серий (рис. 13.2), отличающиеся по габаритным размерам и грузоподъемности.
Серии диаметров и ширин: особо легкая ... 100; легкая ... 200; легкая широкая ... 500; средняя ... 300; средняя широкая ... 600; тяжелая ... 400.



Условное обозначение подшипников качения


Например:
415 шариковый радиальный, тяжелая серия, диаметр вала (внутренний диаметр подшипника) 75 мм; две последние цифры при умножении на 5 дают величину диаметра вала (15 х 5 = 75);
2206 роликовый радиальный с коротким цилиндрическим роликом, легкая серия, диаметр вала 30 мм (06 х 5 = 30);
36318 шариковый радиально-упорный, средняя серия, диаметр вала 90 мм (18x5 = 90).
Стандарты на некоторые подшипники качения приведены в табл. П19П23 Приложения.

Виды разрушений и критерии работоспособности подшипников качения

Элементы подшипников (шарики, ролики и дорожки колец) работают при циклически меняющейся нагрузке.
Основными видами разрушений являются
усталостное выкрашивание рабочих поверхностей,
смятие рабочих поверхностей дорожек,
задиры и абразивное изнашивание из-за попадания пыли и грязи,
разрушение сепараторов и колец.
При нарушении работоспособности подшипников появляется шум.

Основными критериями работоспособности подшипников качения являются
долговечность по усталостному выкрашиванию и
статическая грузоподъемность для неподвижных подшипников и при частоте вращения п
· 10 мин-1.
Порядок подбора и проверка на долговечность подшипников качения

Подшипники качения подбирают по каталогу в зависимости от характера действующей нагрузки и диаметра вала. Выбранный подшипник качения проверяют на долговечность при динамической радиальной грузоподъемности Сг
Долговечность подшипника число оборотов, млн об., которое одно из его колец делает относительно другого до начала усталостного разрушения материала тел качения или колец.
Базовую долговечность определяют при 90 % надежности: из 100 подшипников могут разрушиться 10:

где а1 коэффициент долговечности (надежности); а23 коэффициент, учитывающий влияние свойств металла колец и тел качения (см. табл. П17, П18 Приложения); Сг базовая динамическая грузоподъемность подшипника (определяется по каталогу для выбранного подшипника); Рэ эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник; р показатель степени, р = 3 для шариковых подшипников, р = 10/3 для роликовых.
Условие пригодности подшипника: L
· LnoTp.
Если условие не выполнено, следует выбрать подшипники следующей серии.
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников

где X, Y коэффициенты при радиальной и осевой нагрузках соответственно, выбираются в зависимости от типа подшипника и соотношения осевой и радиальной нагрузок Fа/Fr (табл. П15 Приложения); V коэффициент вращения, V = 1 при вращении внутреннего кольца, V = 1,2 при вращении наружного кольца; Fr, Fa радиальная и осевая нагрузки на опоре; Ке динамический коэффициент, учитывающий влияние перегрузок на долговечность (табл. П16 Приложения); КТ коэффициент, учитывающий влияние температуры, КТ = 1 при температуре ниже 100 °С (табл. П16 Приложения).
При отношении
осевую силу не учитывают (табл. П15 Приложения).
При действии только радиальной нагрузки расчет ведут по формуле

Рекомендации по выбору расчетных коэффициентов приведены в табл. П16 Приложения.
При частоте вращения п
· 10 мин-1 действующую нагрузку рассматривают как статическую и расчет ведут по статической грузоподъемности:

где Х0, Yq определяют по каталогу.
Базовая динамическая грузоподъемность постоянная нагрузка, которую подшипник может воспринимать при базовом ресурсе 1 млн об.
Эквивалентная динамическая нагрузка постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом при неподвижном наружном обеспечит такой же ресурс и надежность, как при действительном режиме эксплуатации.
Некоторые конструкции подшипниковых узлов

Фиксирующие опоры ограничивают осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. Плавающие опоры допускают осевое перемещение в обе стороны (рис. 13.3, 13.4). В плавающей опоре внутреннее кольцо закреплено с обеих сторон, наружное свободно.

Смазывание подшипников

Смазочный материал предохраняет тела качения, кольца и сепаратор от непосредственного контакта и коррозии. Выбор смазочного материала зависит от условий работы подшипника.
Для смазывания подшипников качения в основном используют жидкие смазочные материалы (очищенные минеральные масла).
Для горизонтальных валов в основном используют смазывание разбрызгиванием из масляной ванны. Масло заливают в корпус ниже уровня центра нижнего шарика (ролика); если при разбрызгивании в подшипник попадает слишком много масла, на вал устанавливают маслоотра- жательные кольца 2 (см. рис. 13.3).
Для быстроходных подшипников используют масляный туман, который подается по трубопроводам и обеспечивает отвод теплоты.
Для вертикальных валов используют смазку подшипников действием центробежных сил (конусные насадки), на валах используют капельную смазку индивидуальными масленками.
Для смазывания подшипников применяет и пластинные смазки (жидкая основа и загуститель), которые не растекаются. Смазочный материал должен занимать 1/2...1/3 свободного объема подшипника. Периодичность замены масла зависит от условий работы.
В специальных условиях применяют твердые смазки (порошки графита, фторопласт и др.).
Уплотнения (уплотнительные устройства) предназначены для защиты подшипника от проникновения загрязнений, влаги и предотвращения вытекания смазочного материала.
К контактным уплотнениям (см. рис. 13.4) относятся манжеты 7, войлочные и металлические кольца. Лабиринтные и щелевые уплотнения имеют специальные канавки, иногда заполняемые консистентным смазочным материалом. К этой же группе можно отнести уплотнения защитными шайбами.
Глава 14. Общие сведения о редукторах
Иметь представление о типоразмерах и исполнениях, компоновках редукторов.
Знать назначение, основные параметры, достоинства и недостатки редукторов основных типов.

Редукторы это механизмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения вращающих моментов и выполненные в виде отдельных агрегатов. Передача размещается в отдельном жестком корпусе, не проницаемом для масла и пыли. Редукторы обеспечивают постоянное передаточное число. Передаточные числа стандартных редукторов от 1 до 400, большие передаточные числа применяют редко.
При малых передаточных числах применяют одноступенчатые редукторы с передаточными числами до 10, чаще до 6,37.
Основное распространение получили двухступенчатые редукторы с передаточными числами 15...30.
При больших передаточных числах применяют трехступенчатые редукторы; в последнее время они вытесняются более компактными планетарными.
Чаще применяют цилиндрические зубчатые редукторы.
Схемы редукторов

Наиболее распространены схемы редукторов, изображенные на рис. 14.1.
Тип редуктора определяют по виду зубчатых передач и порядку их размещения в направлении от двигателя, по числу ступеней и расположению геометрических осей тихоходных валов в пространстве.

Для обозначения типов использованных зубчатых передач применяют прописные буквы:
Ц цилиндрические;
К конические;
КЦ коническо – цилиндрические;
Ч червячные;
ЧЦ червячно-цилиндрические и т. д.
На рис. 14.1, а изображен одноступенчатый цилиндрический редуктор. Такие редукторы выпускают с прямозубыми, косозубыми и шевронными колесами.
Двухступенчатые редукторы выполняют по развернутой (рис. 14.1, б) и соосной схемам (рис. 14.1, в). Соосные редукторы удобны, если нужно получить одну линию валов соединяемых механизмов, имеют малые габаритные размеры по длине, в них достигается одинаковое смазывание колес из ванны, при этом увеличиваются габаритные размеры вдоль осей валов.


Широкие редукторы обозначаются буквой Ш, узкие У, соосные С.

Для улучшения условий работы тихоходной ступени используют редукторы с раздвоенной быстроходной ступенью (рис. 14.1, г), редукторы с раздвоенной ступенью обозначаются буквой Ш.
Трехступенчатые редукторы выполняют по развернутой (рис. 14.1, д) и раздвоенной (рис. 14.1, е) схемам.
Если компоновка машины требует взаимной перпендикулярности осей входного и выходного валов, применяют конические (рис. 14.1, ж) или коническо-цилиндрические (рис. 14.1, з) редукторы.
Большие передаточные отношения, плавность, бесшумность и возможность самоторможения обеспечивают червячные редукторы (рис. 14.2). Червячные редукторы выпускают с цилиндрическими, глобоидными и спироидными червяками. Высокое передаточное отношение при низком уровне шума имеют двухступенчатые червячные и червячно-цилиндрические редукторы.

Червячные редукторы выпускают с верхним (рис. 14.2, а), нижним (рис. 14.3, б), боковым или вертикальным расположением червяка.
Основные недостатки червячных редукторов низкий КПД и малый ресурс работы.
Оси валов могут иметь различное расположение в пространстве. Обычно оси валов редукторов расположены горизонтально в плоскости разъема корпуса редуктора, но используют также схемы с горизонтальными входными (быстроходными) и вертикальными выходными (тихоходными) валами.
Основные параметры редукторов

Основными параметрами редукторов являются тип, типоразмер и исполнение.
Типоразмер редуктора определяет тип и главный размер (параметр) тихоходной ступени.
Для цилиндрического и червячного редукторов главным параметром является межосевое расстояние aw,
Для конического внешний делительный диаметр колеса d2,
Для планетарного радиус водила R.
Одним из главных параметров редуктора является передаточное число (табл. П9 Приложения).

Параметрами редуктора являются
коэффициенты ширины колес,
модули зубчатых колес,
углы наклона зубьев, а
для червячного редуктора дополнительно коэффициент диаметра червяка q.

Основная энергетическая характеристика редуктора момент на выходном валу

где Рвх мощность на быстроходном валу;
·вх угловая скорость быстроходного вала; и передаточное число редуктора;
· КПД редуктора.
Обозначение редукторов

В обозначении указывается
тип редуктора,
число ступеней,
схема сборки.

Если валы расположены в одной горизонтальной плоскости, в обозначении это не отражается. Если все валы расположены в вертикальной плоскости, в обозначении типа добавляют индекс В, если ось выходного вала вертикальна добавляют букву Т, если ось быстроходного вала вертикальна добавляют букву Б.
Цифрами указываются главный размер (параметр) тихоходной ступени и передаточное число редуктора.
Например, изображенный на рис. 14.3, а редуктор обозначается Ц2-200-4: двухступенчатый цилиндрический редуктор, межосевое расстояние 200 мм, передаточное отношение 4.
Представленный на рис. 14.3, б редуктор обозначается Ч-140-25: червячный редуктор, межосевое расстояние 140 мм, передаточное отношение 25.
Опорами валов в редукторах чаще всего являются подшипники качения. Валы цилиндрических и конических редукторов, как правило, устанавливают на шариковых или роликовых конических подшипниках.
При относительно коротких валах осевая фиксация выполняется на двух опорах: один подшипник фиксирует вал в одном направлении, а другой в другом (на рис. 14.4 тихоходный вал при указанном направлении силы Fa2 в осевом направлении фиксируется на опоре А, установка враспор). Установка вала на конических подшипниках враспор представлена на рис. 14.5. Таким подшипникам необходима осевая регулировка наружных колец, выполняемая с помощью винта 1.
Осевой зазор в подшипнике может также регулироваться изменением толщины прокладок 1 под крышкой подшипников (см. рис. 14.4). Для крепления коротких валов применяют установку подшипников врастяжку (на рис. 14.6 крепление быстроходного вала). При направлении силы Fa, как показано на рис. 14.6, осевая фиксация происходит на опоре А. Стакан 2 используется для регулировки зазора в зацеплении конических колес.

Длинные валы закрепляют от осевых смещений в одной опоре, вторую опору выполняют плавающей (на рис. 14.4 осевая фиксация быстроходного вала на опоре В, опора Г плавающая; на рис. 14.7 осевая фиксация вала червяка на опоре А, опора Б плавающая). На плавающей опоре внутреннее кольцо подшипника крепится с обеих сторон уступами вала, пружинными кольцами, распорными втулками.
Наружные кольца подшипников крепятся крышками. Крышки подшипников могут приворачиваться к корпусу винтами (рис. 14.6), под крышки помещают прокладки. Используют конструкции с врезными крышками, уступающими по герметичности (см. рис. 14.4, 14.5).
Смазывание редукторов

В редукторах обеспечивается смазывание зубчатых зацеплений и подшипниковых узлов. Масло в корпус заливают через пробки 1 в люках (см. рис. 14.6). Уровень масла контролируется масломерной иглой и с помощью специальных указателей уровня 3. В горизонтальных редукторах тихоходное колесо погружают в масло на половину ширины венца. Иногда используют специальные улавливатели, направляющие масло в пространство между подшипниками шестерни. В вертикальных редукторах обычно достаточно погружения колеса тихоходной ступени.
Уплотняющие устройства

Уплотняющие устройства предохраняют от загрязнения извне и предотвращают вытекание смазочного материала.
Для уплотнения подшипниковых узлов применяют контактные уплотнения манжеты (см. рис. 14.7, опора Б), щелевые, лабиринтные, (см. рис. 14.4, опора Б).
Применяют также внутренние уплотнения подшипниковых узлов. При смазывании пластичным материалом подшипниковый узел прикрывают мазеудерживающими кольцами.

Глава 15. Муфты

Знать назначение, конструкции муфт основных типов, оценку муфт и области их применения; принцип подбора стандартных и нормализованных муфт и порядок проверки на прочность основных элементов.

Основные функции муфт соединение валов и передача вращающего момента. Соединяя валы машин, муфты выполняют и ряд дополнительных функций: компенсируют перекосы и смещения валов, смягчают колебания и динамические нагрузки, обеспечивают при необходимости плавные пуски и остановки, предохраняют детали машин от перегрузок и изменения направления вращения.
Классификация муфт
Муфты подразделяют на
постоянные (глухие, компенсирующие, упругие);
сцепные управляемые;
самоуправляющиеся (автоматические) по моменту (предохранительные), по направлению движения (обгонные), по скорости (центробежные).

Типы муфт

Жесткие некомпенсирующие (глухие) муфты не допускают соединение валов со смещениями или перекосами валов.
Втулочные муфты (рис. 15.1, а) требуют соосности валов. Муфты изготовляют со штифтами и шпоночным пазом. Муфты просты в изготовлении, дешевы, но установка (монтаж) связана с необходимостью больших осевых перемещений валов. Муфты не позволяют посадки деталей с натягом, не обеспечивают жесткость валов.
Фланцевые муфты (рис. 15.1, б) наиболее распространены, в них необходимо обеспечить перпендикулярность торцовых поверхностей А к оси вала.

Жесткие компенсирующие муфты допускают соединения валов с незначительным смещением осей.
Особую группу составляют шарнирные муфты, допускающие значительные перекосы осей валов
Широко распространена зубчатая муфта (рис. 15.1, в). Наружная поверхность зубьев втулок муфты сферическая, зубья имеют эвольвентный профиль. Вследствие большого числа зубьев муфты имеют большую несущую способность и надежность. Муфты допускают смещение валов в осевом направлении до 8 мм, в радиальном до 0,6 мм, перекос до 1030'. Зубчатые муфты используют в широком диапазоне моментов и скоростей вращения, они технологичны и малогабаритны. Основные недостатки скольжение зубьев и их износ; используется смазывание зубьев.
3. Упругие компенсирующие муфты смягчают толчки и удары, передаваемые через соединяемые валы, предохраняют от колебаний и компенсируют все виды перекосов валов. Муфты содержат неметаллические упругие элементы (из резины) или металлические пружины, пакеты пластин.
Упругая втулонно-палъцевая муфта (МУВП) (рис. 15.1, г) состоит из двух полумуфт, соединенных через палец с надетыми на него резиновыми втулками. Муфта проста по конструкции, компактна и мала по массе, изнашивающиеся резиновые кольца легко заменяются. Муфты допускают осевые смещения до 5 мм, радиальные смещения до 0,6 мм, перекосы до 1°.
Сцепные управляемые муфты служат для соединения и рассоединения вращающихся или неподвижных валов. Муфты разделяются на муфты с профильным замыканием (кулачковые и зубчатые) и фрикционные. Муфты с профильным замыканием применяют для передачи значительных вращающих моментов, если не требуется плавность соединения.
Для плавного соединения и рассоединения валов используют фрикционные муфты (рис. 15.1, д ж). Работа фрикционных муфт основана на создании сил трения между элементами муфты. Силу трения можно регулировать, меняя силу сжатия трущихся поверхностей. Управление муфтой может быть механическим, гидравлическим и электромагнитным. По форме трущихся поверхностей муфты разделяются на дисковые, конусные и цилиндрические. Различают сухие муфты и муфты, работающие со смазкой.
В процессе включения фрикционной муфты происходит проскальзывание, и разгон ведомого вала идет плавно. Муфта регулируется на передачу максимального момента, безопасного для элементов машины.
Для уменьшения габаритных размеров муфту выполняют с несколькими поверхностями трения многодисковая муфта (см. рис. 15.1, д). Все диски муфты должны быть параллельными, плоскими и соосными, поэтому все диски устанавливают на одной из полумуфт необходима абсолютная соосность валов.
Достоинствами конусных муфт (см. рис. 15.1, ё) являются малые силы включения, хорошая расцепляемость и простота конструкции. Основные недостатки большие габаритные размеры и неуравновешенные осевые силы, передаваемые на валы.
В цилиндрической шинно-пневматической муфте (см. рис. 15.1, ж) осевых усилий на вал не создается, допускаются осевые смещения, момент легко регулируется.
Основные недостатки таких муфт значительная стоимость резинового баллона и нестойкость резины к нефтепродуктам.
Сцепные самоуправляющиеся муфты предназначены для сцепления и расцепления валов при изменении заданного режима работы.
Для этого применяют обгонные муфты (свободного хода), передающие момент в одном направлении, центробежные муфты для соединения и рассоединения валов при достижении определенной частоты вращения и предохранительные муфты, выключающие механизм при перегрузках.
По принципу работы предохранительные муфты делят на
пружинные,
фрикционные и
с ломающимся элементом.

По конструкции пружинно-кулачковые и фрикционные подобны сцепным управляемым муфтам.
Из муфт с ломающимся элементом широко распространена фланцевая муфта со срезанным штифтом (рис. 15.1, з). При перегрузке штифт срезается и полумуфты рассоединяются. Такие муфты просты по конструкции, имеют малые размеры, основной недостаток: для замены перерезанного штифта необходимо останавливать машину и заменять штифт.
Параметры часто используемых муфт см. в табл. П25П27 Приложения.
Подбор муфт и проверка на прочность основных элементов

Постоянные муфты подбирают по передаваемому моменту с учетом диаметра большего из соединяемых валов. Расчетный момент

где К коэффициент режима работы; при спокойной нагрузке К = 1,15..1,4, при переменной нагрузке К = 1,5...2, при ударной нагрузке К = 2,5„..3; Т номинальный вращающий момент. Дополнительные данные см. в табл. П24 Приложения.
Зубчатые муфты подбирают по передаваемому моменту по формуле

где К1 коэффициент ответственности; К2 коэффициент условий работы; К3 коэффициент углового смещения.
Многодисковые фрикционные муфты рассчитывают по моменту сил трения

где
· коэффициент запаса сцепления.
Предохранительную муфту со срезным штифтом рассчитывают по предельному моменту

где К коэффициент перегрузки.

Основные элементы муфт рассчитывают следующим образом.
Фрикционная муфта. Расчетный момент трения

где
· коэффициент запаса сцепления,
· = 1,3...1,5;
f коэффициент трения, определяется по табл. П12 Приложения;
Rcp средний радиус диска,

Z число пар трущихся поверхностей;
Q усилие пружины,

Предохранительная муфта со срезанным штифтом.
Расчетный разрушающий момент

где Тпр предельный момент; Ттах наибольший момент, передаваемый при нормальной работе. Таким образом:

Диаметр штифта определяют из расчета на срез:

где Q поперечная сила,

Ас площадь среза штифта,

dm расчетный диаметр штифта,

z число штифтов;
·в предел прочности на срез; R = D/2; D диаметр окружности расположения штифта.

Часть 3 СОЕДИНЕНИЯ
Глава 16. Разъемные соединения. Резьбовые соединения

Знать типы резьбовых соединений, стандартные крепежные детали, их сравнительную оценку и области применения; основы расчета на прочность болтов при постоянной нагрузке; формулы для проектировочного расчета одиночного болта при постоянной нагрузке и уметь ими пользоваться.
Знать формулы для проверочного расчета болтов; способы разгрузки болтов; стоящих с зазором, от поперечной силы.
Резьбовые соединения разъемные соединения с помощью крепежных деталей или резьбы, непосредственно нанесенной на соединяемые детали.
Резьба образуется путем нанесения на поверхность деталей винтовых канавок с различным профилем.
Профили резьб

Профили крепежных резьб треугольные. Основная треугольная резьба метрическая (рис. 16.1, а) с углом профиля 60°. Метрические резьбы делятся на резьбы с крупным и мелким шагом, за основную крепежную резьбу принята резьба с крупным шагом. Метрическую резьбу обозначают буквой М и наружным диаметром резьбы; в мелких резьбах дополнительно указывают шаг резьбы.
Например, М20 метрическая резьба с крупным шагом и наружным диаметром 20 мм; М20х1,5 метрическая резьба с мелким шагом, равным 1,5 мм, наружным (номинальным) диаметром 20 мм.
К крепежным резьбам относится дюймовая резьба (рис. 16.1, б) с треугольным профилем (угол профиля 55°). Дюймовая резьба не стандартизована и для новых изделий не используется.

Для соединений труб применяется специальная трубная резьба (рис. 16.1, в) мелкая дюймовая крепежно-уплотнительная резьба. За основной размер трубы, указанный в обозначении, принят внутренний диаметр.
Обозначение трубной резьбы: G1 цилиндрическая трубная резьба, размер 1 дюйм.

В специальных случаях применяют круглые (рис. 16.1, г) и конические (рис. 16.1, д, е) резьбы.
Резьбы, применяемые для крепежа деталей, должны по возможности создавать большое трение при завинчивании и вывинчивании. Угол подъема и профиль крепежных резьб обеспечивают самоторможение надежное стопорение гайки (винта) в любом положении. При вибрациях и переменных нагрузках самоторможения недостаточно, поэтому используют специальные стопорные детали (рис. 16.2).
В винтовых механизмах трение вредно, так как снижает КПД машины.

Профили ходовых резьб (используемых в передачах винт гайка) обеспечивают минимальное трение в резьбе. Минимальное трение возникает в резьбе прямоугольного профиля (рис. 16.1, ж), но основной резьбой для передачи винт гайка является трапецеидальная резьба (рис. 16.1, з), более удобная в изготовлении и более прочная, чем прямоугольная. Для механизмов с большой односторонней осевой нагрузкой (домкраты, нажимные устройства) используется упорная резьба (рис. 16.1, и)
Обозначение трапецеидальной резьбы: Тг30х40 наружный диаметр 30 мм, шаг 4 мм.
Обозначение упорной резьбы: S30x4 наружный диаметр резьбы 30 мм, шаг 4 мм.
Обозначения резьб представлены в табл. П31 Приложения.
Крепежные резьбовые соединения и их детали

Основными резьбовыми соединениями являются соединения винтами с гайками (болтовые) и без гаек и соединения шпильками.
Болтовые соединения наиболее простые и дешевые, поскольку не требуют нарезания резьбы на соединяемых деталях, но требуют места для размещения гаек.
Винт ввинчивают в резьбовое отверстие детали.
Соединения шпилькой применяют там, где требуется частая разборка. Болты, винты, шайбы и гайки стандартизованы, конструкции их разнообразны.
В зависимости от характера нагружения и способа сборки деталей резьбовых соединений их делят на соединения без предварительной затяжки и с предварительной затяжкой.
Материалы
Стандартные крепежные детали общего назначения изготовляют из низко- и среднеуглеродистых сталей обыкновенного качества СтЗ, качественных сталей сталь 10, 20, 35 и др.
Стальные винты, болты и шпильки изготовляют из материалов 12 классов прочности, которые обозначаются двумя числами: первое число, умноженное на 100, равно пределу прочности материала; если первое число умножить на второе и на 10, получим предел текучести материала. Например, 4,6: ав = 400 МПа, ат = 240 МПа.
Для ответственных деталей используют легированные стали 40Х, 30ХГСА.
Для повышения коррозионной стойкости резьбовые детали оксидируют, омедняют, оцинковывают.
Причины выхода из строя и критерии работоспособности крепежных деталей

Выход из строя винтов, болтов и шпилек происходит вследствие
разрыва стержня по резьбе или переходному сечению под головкой болта;
смятия, износа, среза резьбы;
разрушения головки.
Прочность является основным критерием работоспособности крепежных деталей.
Стандартные крепежные детали рассчитывают по главному критерию работоспособности прочности стержня на растяжение.
Расчет одиночных болтов при постоянной нагрузке

Опасное сечение сечение по резьбе; диаметр опасного сечения внутренний диаметр резьбы (табл. П32 Приложения).
1. Расчет незатянутого болта при действии осевой силы. Стержень болта работает только на растяжение (рис. 16.3). Проектировочный расчет болта выполняют по формуле

где dp минимальный расчетный диаметр болта; F внешняя осевая сила.
Расчет затянутого болта, нагруженного внешней растягивающей силой. Для обеспечения плотности стыка и жесткости соединения болты (винты, шпильки) затягивают. В затянутом резьбовом соединении полная нагрузка на болт составляет

где F0 сила предварительной затяжки;
· коэффициент внешней нагрузки, учитывающий, какая часть внешней нагрузки при совместной деформации болта и деталей стыка приходится на болт;
· = 0,2...0,3 при соединении деталей без прокладки,
· = 0,4...0,5 при соединении деталей с упругой прокладкой (резина, картон и др.).
Затянутый болт растянут и скручен за счет трения в резьбе и под головкой болта. Эквивалентное напряжение в стержне по гипотезе формоизменения

Для метрической резьбы

Расчет болта при совместном действии растяжения и кручения сводится к расчету на растяжение по увеличенной растягивающей силе.
Расчет болтов для крепления крышек цилиндров, находящихся после затяжки под давлением (рис. 16.4). Используя формулу для определения полной нагрузки на болт, можно записать окончательную расчетную формулу с учетом кручения:

где F0 сила предварительной затяжки болта, рассчитывается из условия нераскрытия стыка; F часть внешней силы в расчете на один болт, z число болтов.

Расчетный диаметр болта определяют по формуле

где [
·р] =
·т/[s];
·т предел текучести материала; [s] коэффициент запаса прочности, зависящий от условий работы, материала и диаметра резьбы.
В начале расчета величина [s] задается ориентировочно, после расчета уточняется.

Расчет болта под действием поперечной силы, болт установлен без зазора (рис. 16.5, а). Болт установлен в отверстие из-под развертки, работает на срез и смятие.

Условие прочности на срез:



Проверочный расчет на смятие:

2. Расчет болта под действием поперечной силы, болт установлен в отверстие с зазором (рис. 16.5, б).
Необходимая затяжка создает силу трения, препятствующую сдвигу деталей под действием внешней силы. Затянутый болт работает на растяжение и скручен за счет трения в резьбе.
Потребная затяжка

где i число плоскостей трения; К коэффициент запаса сцепления, К = 1,3...1,5.
На рис. 16.5, б число плоскостей трения i = 2.
Влияние скручивания болта при затяжке учитывают, увеличивая расчетную нагрузку на 30 %:
13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415

3. Формулы для проверочного расчета болтов:
болт растянут и скручен:
13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415
болт работает на сдвиг:
13 SHAPE \* MERGEFORMAT 1415


Глава 17. Шпоночные соединения

Иметь представление о типах и сравнительной характеристике шпоночных и зубчатых соединений.
Различать ненапряженные и напряженные шпоночные соединения. Знать типы соединений стандартными шпонками; обозначения стандартных шпонок по стандартам; порядок расчета ненапряженных шпоночных соединений.
Уметь выбрать соответствующую шпонку по стандарту и выполнить проверочный расчет на прочность.

Шпоночные соединения служат для окружной фиксации деталей на валах и осях и передачи вращающего момента (рис. 17.1).

Шпоночные соединения бывают ненапряженными, в них используют призматические и сегментные шпонки, которые при сборке не вызывают деформации вала и ступицы.
Напряжение соединения создается клиновыми и тангенциальными шпонками. Клиновые шпонки представляют собой призмы со скошенной стороной с уклоном и при сборке соединения вызывают радиальное смещение ступицы относительно вала, поэтому применение клиновых шпонок ограничено единичным производством и тихоходными передачами.
Размеры шпонок и сечений пазов стандартизованы. Шпоночные пазы на валах выполняют фрезерованием дисковыми и концевыми фрезами, а ступицы колес протягиванием.
В основном применяют ненапряженные соединения призматическими шпонками. Шпонки выполняют со скругленными и плоскими концами. Шпонки закладывают в паз вала. Если при работе ступица перемещается по валу (подвижные соединения), используют направляющие призматические шпонки с креплением на валу (табл. ПЗЗ Приложения).
Соединения сегментными шпонками являются разновидностью призматических (табл. П34 Приложения). Призматические и сегментные шпонки работают боковыми гранями (рис. 17.2). Сегментные шпонки просты в изготовлении, удобны при монтаже. Глубокая посадка шпонки на валу предохраняет ее от выворачивания, но слишком глубокий паз сильно ослабляет сечение вала, поэтому сегментные шпонки применяют при передаче небольших вращающих моментов и для установки деталей на осях.
Клиновые шпонки забивают в паз вала. Рабочими поверхностями клиновых шпонок являются верхняя и нижние грани, по боковым граням имеется зазор.
Расчет шпоночных соединений

Критерием работоспособности соединения призматическими шпонками являются сопротивление смятию боковых поверхностей.
Поперечное сечение шпонки подбирают по каталогу по диаметру вала, потребная длина шпонки l определяется по длине ступицы l = lст – 10 мм и уточняется по каталогу (см. табл. ПЗЗ Приложения). Выбранная шпонка проверяется на прочность.
Призматическая шпонка работает на смятие и срез. Стандартные шпонки на срез не рассчитывают, поскольку условие прочности на срез учтено при конструировании.
Условие прочности на смятие

где Т вращающий момент; Асм площадь смятия; h высота шпонки; lр расчетная длина; для шпонок с плоскими концами lр = l, для шпонок с закругленными концами lp = I - b; b ширина шпонки; l, глубина паза на валу.
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [асм] = 130...200 МПа.
Соединение сегментными шпонками проверяют на смятие и срез, так как шпонка узкая.
Условие прочности на срез

Допускаемое напряжение среза [тс] = 70... 100 МПа.
Если условие прочности на смятие не выполняется, на вал устанавливают две шпонки.
Установка нескольких шпонок сильно ослабляет вал, поэтому в таких случаях используют шлицевые (зубчатые) соединения.

Глава 18. Шлицевые (зубчатые) соединения
Иметь представление о видах центрирования деталей соединений. Знать параметры, сравнительную оценку и области применения шли- цевых (зубчатых) соединений; формулы для проверки на смятие прямобоч- ных и эвольвентных шлицевых соединений и уметь ими пользоваться.
Уметь подобрать соответствующее шлицевое соединение по стандарту и проверить выбранное соединение на прочность.

Шлицевые (зубчатые) соединения образуются наружными зубьями на валу и внутренними зубьями в отверстии ступицы. Зубья на валу выполняют фрезерованием, строганием, иногда накатыванием, зубья в отверстии протягиванием или долблением.
По форме боковых поверхностей зубья шлицевых соединений выполняют прямобочными, эвольвентными и треугольными (рис. 18.1).



Наиболее распространены соединения с прямобочными шлицами. Соединения с эволъвентными шлицами более технологичны и обладают большой несущей способностью. Соединения с треугольными шлицами применяют реже, для тонкостенных валов и ступиц.
Центрирование

Выбор типа центрирования колеса на валу определяется требованиями к точности соединения, твердостью ступицы и вала и требованиями сборки. На рис. 18.1 изображены конструкции зубьев в зависимости от способа центрирования.
При незакаленных колесах применяют наиболее технологичное центрирование по наружному диаметру. При твердости деталей НВ > 350 используют центрирование по внутреннему диаметру. Центрирование по боковым поверхностям применяют в условиях динамического или реверсивного нагружения, поскольку оно обеспечивает более равномерное распределение нагрузки между зубьями.
Расчет шлицевых (зубчатых) соединений

Критерием работоспособности соединений является сопротивление смятию боковых поверхностей.
Расчет производится по наибольшему длительно действующему моменту. Основными геометрическими параметрами прямобочных соединений являются число шлицов, внутренний и наружный диаметры.
В зависимости от числа шлицов и их высоты стандарт предусматривает три серии соединений: легкую, среднюю и тяжелую (табл. П35 Приложения).
Легкая серия рекомендуется для неподвижных соединений, средняя для подвижных, тяжелая для передачи больших моментов.
Шлицевые эвольвентные соединения характеризуются числом зубьев, модулем и наружным диаметром. При одинаковом наружном диаметре вала можно выбрать разное число зубьев при соответствующем модуле (табл. П36 Приложения).
По внутреннему (расчетному) диаметру вала подбирают шлицевое соединение и проверяют на прочность по напряжениям смятия на боковой поверхности зуба (см. табл. П35, П36 Приложения).

Расчет прямобочных шлицевых соединений выполняют по формуле

где dcp средний диаметр шлицов,

Асм площадь поверхности смятия,
; l длина ступицы колеса; z число шлицов.
Окончательно для прямобочных шлицевых соединений

Расчет эвольвентных шлицевых соединений выполняют по формуле

где d диаметр делительной окружности, d = mz:;
Асм площадь поверхности смятия, Аш = 0,8mlz; т модуль зубьев эвольвентных шлицов.
В приведенных формулах предполагалось, что нагрузка распределена по боковой поверхности равномерно.
При расчете шлицевых соединений обычно учитывают неравномерность распределения нагрузки по зубьям коэффициентом K = 0,7...0,8.
Допускаемые напряжения смятия для неподвижных соединений [асм] = 30...70 МПа, для подвижных соединений с закаленными поверхностями [асм] = 5...15 МПа.
Глава 19. Неразъемные соединения. Заклепочные соединения

Знать основные типы заклепочных соединений, основные достоинства и недостатки заклепочных соединений по сравнению со сварными.
Уметь рассчитывать заклепочный шов на прочность.

Неразъемным соединением является соединение, которое нельзя разобрать без разрушения или повреждения.
Заклепочные (клепаные) соединения относятся к неразъемным соединениям. Заклепочное соединение состоит из листов, соединенных с помощью заклепок, вставленных в отверстия в деталях. Соединение образуется расклепыванием стержня, формируется замыкающая головка. При расклепывании стержень заклепки осаждается и полностью заполняет отверстие.
По назначению заклепочные соединения разделяют на прочные (для восприятия внешних нагрузок) и прочно-плотные, обеспечивающие также герметичность соединения.
Оценка заклепочных соединений

Достоинства заклепочных соединений:
хорошо работают в конструкциях, подверженных вибрациям и повторным динамическим нагрузкам, где сварные соединения недостаточно надежны;
применяют для соединения материалов, не поддающихся сварке или трудносвариваемых, не допускающих нагрев при сварке, коробящихся или меняющих механические характеристики.
Недостатки заклепочных соединений:
повышенная металлоемкость;
трудоемкость изготовления;
невысокая технологичность.
Высокая металлоемкость связана с ослаблением сечения листов отверстиями, необходимостью увеличить толщину листов и с большим весом заклепок, составляющим до 5 % веса конструкции.
Трудоемкость связана с большим числом подготовительных операций, а процесс клепки сложнее сварки.
Материалы и конструкции заклепок

Материал заклепок зависит от материалов соединяемых деталей. При соединении деталей из легких сплавов используют заклепки из алюминиевых сплавов. Иногда во избежание образования гальванических пар алюминиевые заклепки покрывают антикоррозийным покрытием.
Детали из сталей соединяют стальными заклепками соответствующих марок (см. табл. ПЗО Приложения).
Конструкции заклепок разнообразны. Наиболее часто применяют сплошные стержневые заклепки с полукруговой головкой; в авиационной технике и в местах, где требуется обтекаемость, используют заклепки с потайной и полупотайной головками. Соединения из мягких материалов выполняют с пустотелыми заклепками. Заклепки с широкой головкой применяют для соединения тонких листовых материалов (рис. 19.1).
Классификация заклепочных соединений
Различают
нахлесточные заклепочные соединения,
соединения с одной и двумя накладками.
Используются
однорядные,
двухрядные и
многорядные соединения.
Заклепки могут устанавливаться в шахматном порядке для увеличения прочности и облегчения установки заклепок. Увеличение рядов больше трех незначительно повышает прочность, поэтому многорядные швы применяют редко. Виды заклепочных соединений помещены в Приложении и на рис. 19.2.
Расчет на прочность элементов заклепочного шва

На основные размеры заклепочных соединений выработаны нормы, геометрические размеры заклепок стандартизованы.
Диаметр заклепки назначают по рекомендации

где h толщина соединяемых листов, и уточняют по стандарту.

Расстояние между рядами заклепок t = 2d + 8; расстояние от центра крайней заклепки до края листа е = 2d (см. табл. ПЗО Приложения).
Обычно заклепочное соединение нагружено продольными силами, стремящимися сдвинуть соединяемые детали относительно друг друга. Расчет заклепок сводится в этом случае к расчету на срез. При центрально действующей силе считают, что внешняя сила распределяется между заклепками соединения равномерно. Трение в стыке не учитывают.
1. Расчет односрезного соединения (рис. 19.3). Нагрузка на одну заклепку

где F нагрузка на соединение; z число заклепок.

Условие прочности на срез (сдвиг)

где d3 диаметр заклепки; [тс] допускаемое напряжение среза, [тс] = 0,2ав; ав временное сопротивление материала. Необходимое число заклепок из расчета на срез


2. Расчет двухсрезного соединения (рис. 19.4). Площадь среза заклепки

Условие прочности на срез

где / число площадок среза.
Необходимое число заклепок с одной стороны от стыка

Расчет заклепок и листов на смятие (см. рис. 19.3). Площадь смятия

где
·min минимальная толщина листа (толщина наиболее тонкого листа).
Условие прочности на смятие

где [асм] допускаемое напряжение смятия;

ав временное сопротивление материала детали.
Необходимое число заклепок из расчета на смятие соединяемых деталей

Расчет соединяемых листов на растяжение. Расчет проводится в сечении I I, ослабленном отверстиями под заклепки (см. рис. 19.3).
Условие прочности

где
· меньшая из толщин листов; b ширина листа; z' число заклепок в ряду.
При расчетах использовать табл. ПЗО Приложения, там же помещены рекомендации по определению шага заклепок t и расстояния от заклепки до края листа е.
Глава 20. Сварные соединения

Иметь представление о видах сварки, видах сварных соединений, их достоинствах и недостатках.
Знать основные типы сварных соединений и сварных швов; расчет на прочность при осевом нагружении соединяемых деталей.
Уметь проводить проверочные расчеты сварных соединений.

Сваркой называют процесс образования неразъемных соединений за счет создания атомно-молекулярных связей между элементарными частицами сопрягаемых деталей.

В последнее время разработаны технологии сварки металлов и их сплавов в однородных и разнородных сочетаниях, а также неметаллических материалов между собой и с металлами.

В зависимости от метода получения соединений сварку делят на
сварку плавлением и
сварку давлением.

При сварке плавлением детали соединяют с помощью местного расплавления элементов соединяемых частей. Расплавляется только основной металл изделия по кромкам или основной и дополнительный металл (электрод и присадочный материал).
Различают электрическую и химическую (газовую) сварки плавлением. Чаще применяется электросварка плавлением.

При сварке давлением поверхности соединяемых деталей претерпевают совместную упруго-пластическую деформацию, поверхности выравниваются, разрушается поверхностный слой. Атомы поверхностей сближаются на расстояние активного взаимодействия, и образуется металлическая связь. Применяется предварительный нагрев поверхностей до пластического состояния.
Наибольшее распространение получила электроконтактная сварка. Сварка давлением применяется при массовом и серийном производстве в заводских условиях.
Оценка сварных соединений

Достоинства сварных соединений:
возможность механизации и автоматизации процесса сварки;
высокое качество сварных соединений и рациональное использование металла сделали сварку экономически выгодным процессом; экономия металла достигается отсутствием отверстий, ослабляющих сечение соединяемых листов, меньшему весу соединительных элементов. Экономия металла по сравнению с заклепочными соединениями составляет 10...20 %;
по сравнению с заклепочными соединениями трудоемкость соединения ниже, а производительность выше.
Применение сварки вместо литья и обработки резанием также приводит к экономии металла. Особенно выгодна сварка при единичном и мелкосерийном производстве.

Недостатки сварных соединений:
термические деформации в зоне шва и околошовной зоне могут приводить к трещинам и снижению прочности;
характерная форма швов приводит к концентрации напряжений;
механическая, химическая, физическая и структурная неоднородность шва.
В целом сварные конструкции вытеснили клепаные из машиностроения, за исключением некоторых специальных случаев.

Виды сварных соединений и сварных швов


В зависимости от взаимного расположения свариваемых элементов различают следующие сварные соединения (табл. П29 Приложения):
стыковое;
угловое;
тавровое;
нахлесточное.

Соединения, изображенные на рис. 20.1, выполняют электродуговой и газовой сваркой по стандартам. Различают следующие виды сварных швов: стыковой, угловой, точечный, с проплавленными швами.
Стыковые швы используют в основном в стыковых соединениях, бывают случаи применения в угловых, тавровых и нахлесточных соединениях. Стыковые швы могут быть односторонними, двусторонними, без скоса и со скосом кромок различных конструкций, могут выполняться на съемной или остающейся подкладке. Конструкция стыкового шва зависит от толщины свариваемых деталей.
Угловые швы используют в тавровых, угловых и нахлесточных соединениях. Основной геометрический параметр углового шва катет. Угловые швы выполняют с полным и частичным проплавлением, они бывают сплошные и прерывистые, односторонние и двусторонние.
Точечные швы применяют обычно только в нахлесточных соединениях.
Расчеты сварных швов при статических нагрузках

Расчет стыковых соединений при осевом нагружении. Считаем, что напряжения распределены в сечении равномерно. Расчет проводят на растяжение или сжатие. Возвышение шва в расчете не учитывается. Толщина шва приравнивается толщине детали (рис. 20.3).

Условие прочности сварного шва

где [ар]' допускаемое напряжение растяжения для шва; А' расчетная площадь сварного шва;
· толщина листа; /ш длина сварного шва.
Расчет нахлесточного соединения угловыми швами. Разрушение угловых швов происходит по наименьшему сечению треугольника шва по плоскости, проходящей через биссектрису прямого угла. Катет шва к, как правило, выбирают равным толщине свариваемых листов (рис. 20.4): к =
·.

Условие прочности на сдвиг

где Q поперечная сила, Q= F; А'с расчетная площадь сварочного шва на сдвиг.
Формула подходит для лобовых и фланговых швов (рис. 20.5). Допускаемые напряжения для металла швов выбираются в зависимости от типа сварки и вида деформации в долях от допускаемого напряжения растяжения основного металла. Данные для расчетов помещены в табл. П28 Приложения.


Условия прочности для сварных швов, изображенных на рис. 20.5:

В расчетах можно использовать данные табл. П28, П29 Приложения.









13PAGE \* MERGEFORMAT14415

13PAGE \* MERGEFORMAT14515

13PAGE \* MERGEFORMAT14315


Рис. 1.1. Кинематические схемы механических передач: а цилиндрическая фрикционная передача; б коническая фрикционная передача; в фрикционный вариатор: 1 ролик; 2 ведомый диск; г цилиндрическая зубчатая передача; д коническая зубчатая передача;
е червячная передача; ж цепная передача; з ременная передача

Рис. 1.2. Схемы двухступенчатых приводов:
а ременная передача и цилиндрический редуктор;
б коническая передача и цилиндрический редуктор;
в двухступенчатая цилиндрическая передача;
г цилиндрический редуктор и цепная передача;
1, 3 ведущие звенья; 2, 4 ведомые звенья

Рис. 2.1. Схема цилиндрической фрикционной передачи.

Рис. 2.3. Схемы основных типов фрикционных вариаторов:
а лобовые; б конусные; в торовые; г дисковый;
д клиноременные; е двухконусный; 1 ролик;
Б быстроходный вал; Т тихоходный вал

Рис. 3.1. Типы зубчатых передач: цилиндрические с внешним зацеплением (а с прямозубыми колесами; б с косозубыми колесами; в с шевронными колесами); г шестерня рейка; д цилиндрические с прямыми зубьями и внутренним зацеплением; е цилиндрическая винтовая; конические передачи (ж с коническими прямозубыми колесами; з с коническими косозубыми колесами; и с круговыми зубьями; к гипоидная передача со скрещивающимися валами); с расстояние между осями валов


Рис. 3.2. Геометрия цилиндрической передачи: П полюс зацепления; А1А2 линия зацепления; S1S2 длина активной линии зацепления;
· угол зацепления; aw межосевое расстояние; d1, d2 диаметры делительных окружностей; ha, hf высота головки и ножки зуба соответственно; dj1, df2 диаметры окружностей впадин; da1, da2 диаметры окружностей выступов

а б в г

Рис. 3.3. Виды зубонарезания: а, б методом обкатки; в, г методом копирования

Рис. 4.1. Силы в зацеплении прямозубого колеса

Рис. 4.2. Контактные напряжения в зацеплении зубьев при передаче вращающего момента


Рис. 4.3. Напряжения изгиба и сжатия в основании зуба при передаче нагрузки.

Рис. 5.1. Схема косозубых цилиндрических колес


Рис. 5.2. Силы в зацеплении косозубых (а) и шевронных (б) колес


Рис. 5.3. Параметры приведенного (эквивалентного) колеса


Рис. 6.1. Силы в зацеплении конической передачи


Рис. 6.2. Геометрические параметры конического колеса

Рис. 6.3. Осевая форма зуба конического зубчатого колеса

Рис. 6.4. Конические колеса с прямыми (а) и круговыми (б) зубьями


Рис. 7.1. Схема передачи
винт гайка

Рис. 7.2. Передача винт гайка: а скольжения; б качения

Рис. 7.3. Развертка витка: R давление между витками; Ff сила трения в резьбе

Рис. 8.1. Схема червячной передачи

Рис. 8.2. Геометрические параметры червячной передачи

Рис. 8.3. Скольжение в передаче:
vк линейная скорость витка колеса;
vr линейная скорость витка червяка;
vs скорость взаимного скольжения


Рис. 8.4. Силы в червячной передаче

Рис. 9.1. Схема для расчета ременной передачи

Рис. 9.2. Типы ременных передач: а плоскоременная; б клиноременная; в поликлиновая;
г с круглым ремнем


Рис. 9.3. Ременные передачи: а открытая; б перекрестная; в полуперекрестная; г угловая;
д открытая с натяжным устройством


Рис. 9.4. Силы натяжения

Рис. 9.5. Напряжения в ремне при передаче полезной нагрузки


Рис. 9.6. Кривая скольжения

Рис. 9.7. К расчету клинового ремня: а кривая скольжения; б обозначение ремней

Рис. 10.2. Типы звездочек для цепных передач: а для втулочной и роликовой цепи;
б для зубчатой цепи

Рис. 10.3. Типы цепей: а втулочные; б зубчатые

Рис. 11.1. Валы и оси: а вал; б вращающаяся ось;
в неподвижная ось; 1 цапфа; 2 шейка

Рис. 12.1. Типы подшипников скольжения: а в радиальные; г упорный; 1 корпус; 2 вкладыш; 3 смазывающее устройство; 4 отверстие для подвода смазывающего материала

Рис. 13.1. Типы и обозначения радиальных (ае), радиально-упорных (жз) и упорных {ик) подшипников качения:
а шариковый радиальный, обозначение 0000; б шариковый радиальный сферический, обозначение 1000; в роликовый радиальный, обозначение 2000; г роликовый радиальный сферический, обозначение 3000; д роликовый радиальный игольчатый, обозначение 4000;
е роликовый радиальный с витым роликом, обозначение 5000; ж шариковый радиально-упорный, обозначение 36 000, 46 000, 66 000 в зависимости от угла контакта;
з роликовый конический, обозначение 7000; и шариковый упорный, обозначение 8000;
к роликовый упорный, обозначение 9000.


Рис. 13.3. Схема установки вала, когда осевая нагрузка на вал не передается. Роликовые радиальные подшипники осевую нагрузку не воспринимают:
1 манжета;
2 маслоотражательные кольца

Рис. 13.4. Схема осевой фиксации на двух опорах (враспор): 1 манжета;
2 маслоотражательные кольца

Рис. 14.1. Наиболее распространенные схемы зубчатых редукторов: а одноступенчатый; б двухступенчатый развернутый; в двухступенчатый соосный;
г двухступенчатый с раздвоенной ступенью;
д трехступенчатый развернутый; е трехступенчатый с раздвоенной промежуточной ступенью; ж конический;
з коническо-цилиндрический


Рис. 14.2. Схемы червячных редукторов: а одноступенчатый; б двухступенчатый;
в червячно-цилиндрический

Рис. 14.4. Цилиндрический одноступенчатый редуктор, вертикальное исполнение:
1 прокладки; АГ опоры; Fа2 осевая сила


Рис. 14.5. Цилиндрический одноступенчатый редуктор с горизонтальным расположением валов и их установкой на конических подшипниках враспор: 1 винт


Рис. 14.6. Конический редуктор с вертикальным расположением тихоходного вала: 1 пробка;
2 стакан; 3 указатель уровня; А, Б опоры;
Fа осевая сила


Рис. 14.7. Червячный редуктор с вертикальным расположением червяка: А, Б опоры ведущего вала

Рис. 15.1. Основные типы муфт: а втулочная; б фланцевая; в зубчатая; г упругая втулочно-пальцевая; д многодисковая; е конусная; ж цилиндрическая шинно-пневматическая;
з фланцевая со срезанным штифтом; А торцевые поверхности; РП рабочие поверхности;
Q управляющее усилие

Рис. 16.1. Типы и геометрические параметры крепежной (ае) и ходовой (ж и) резьбы:
а метрическая; б дюймовая; в трубная; г круглая; д метрическая коническая; е трубная коническая; ж прямоугольная; з трапецеидальная; и упорная


Рис. 16.2. Способы стопорения крепежных деталей:
а пружинной шайбой; б двумя гайками; в шплинтами;
г приваркой или кернением; д проволокой


Рис. 16.4. Схема к расчету затянутого болта под действием внешней силы

Рис. 16.5. Схема к расчету затянутого болта под действием поперечной силы:
а без зазора; б с зазором.

Рис. 17.1. Классификация шпоночных соединений

Рис. 17.2. Расчетная схема шпоночного соединения

Рис. 18.1. Типы прямобочных (ав), эвольвентных (гд) и треугольных (е) шлицевых соединений:
а центрирование по d;
б центрирование по D;
в центрирование по r,
е центрирование по боковым поверхностям;
д центрирование по D;

d внутренний диаметр шлица; D наружный диаметр шлица;
b ширина шлиц

Рис. 18.2. Расчетная схема шлицевых соединений

Рис. 19.1. Основные типы заклепок: а с полукруглой головкой; б с потайной головкой; в с полупотайной головкой; г пустотелая; д с широкой головкой; е с плоской головкой

Рис. 19.2. Классификация заклепочных соединений

Рис. 19.3. Схема односрезного заклепочного соединения

Рис. 19.4. Схема двухсрезного заклепочного соединения

Рис. 20.1. Классификация сварных швов и соединений

Рис. 20.2. Формы сечения угловых швов: а нормальный; б вогнутый; в выпуклый; г специальный улучшенный

Рис. 20.5. Нахлесточные соединения: а лобовыми швами;
б фланговыми швами; в комбинированное



щђ Заголовок 1щђ Заголовок 2щђ Заголовок 3щђ Заголовок 415

Приложенные файлы

  • doc 10987904
    Размер файла: 4 MB Загрузок: 0

Добавить комментарий