Прикладна механіка_ЛЕКЦІЇ. Навчальний посібник для підготовки бакалаврів напрямів 100102 Процеси, машини та обладнання агропромислового виробництва
 Скачать 6.79 Mb.
|
|
§ 26.3. Шпонкові з'єднання Шпонковим називають роз'ємне з'єднання складових частин виробу із застосуванням шпонок. Шпонка – це елемент з'єднання, що встановлюється у пази стикованих деталей і перешкоджає їх відносному повороту або зсуву. Шпонки переважно застосовують для передавання обертального моменту від вала до шківа, зірочки, зубчастого колеса і т. ін. або навпаки. З'єднання деталей за допомогою шпонок можуть бути напруженими і 469 ненапруженими. З'єднання називають напруженими, якщо в їхніх деталях виникають напруження в процесі складання, тобто до прикладення робочих навантажень. До напружених належать з'єднання клиновими шпонками, які добре сприймають ударні навантаження. Рис. 6.15 470 Клинова шпонка (рис. 6.15, а) має форму клина з уклоном верхньої грані 1 : 100 і монтується між валом і деталлю ударами молотка (забивна шпонка) або затягується насаджуваною на вал деталлю (закладна шпонка), що забезпечує напруженість з'єднання. Робочими поверхнями клинових шпонок є верхня і нижня широкі грані. Клинові шпонки застосовують у тихохідних передачах низької точності. При посадці зубчастого колеса, шківа, зірочки, муфти тощо на вал за допомогою клинової шпонки порушується центрування деталі і вала внаслідок зміщення осі отвору деталі відносно осі вала. Це приводить до порушення нормальної роботи передачі, збільшення биття або перекосу з'єднуваних деталей. Ненапружені шпонкові з'єднання здійснюють призматичними і сегментними шпонками. Призматичні шпонки (рис. 6.15, б) бувають зі закругленими торцями, плоскими торцями, одним закругленим і другим плоским торцем. У цих шпонках робочими є бічні грані. Крім звичайних призматичних шпонок застосовують напрямні шпонки, які кріплять до вала гвинтами (рис. 6.15, в). По цим шпонкам уздовж вала переміщують шестерні коробок передач, рухомі частини кулачкових і фрикційних муфт і т. ін. Сегментні шпонки (рис. 6.15, г) набули великого поширення в автотракторобудуванні, верстатобудуванні і літакобудуванні завдяки простоті виготовлення і зручності при складанні та розбиранні. Обертальний момент від вала до насадженої деталі (або від деталі до вала) передається бічними гранями шпонки. При передаванні великих моментів можна ставити в ряд по довжині вала дві або три шпонки. Розміри шпонок регламентовано відповідними стандартами, крім круглої циліндричної і конічної шпонок (рис. 6.15, д). 471 Переваги шпонкових з'єднань: – простота і надійність конструкції; – легкість збирання і розбирання з'єднання; – порівняно низька вартість. Недоліки шпонкових з'єднань: – шпонкові пази істотно ослаблюють міцність стикованих деталей вала і насадженої на нього деталі; – концентрація напружень, що виникають у зоні шпонкової канавки; знижує опір проти втомленості вала; – складність забезпечення взаємозамінності призматичних шпонок через припасування або добирання шпонки по пазу (сегментні шпонки з глибоким пазом не мають цього недоліку і тому їх застосовують при масовому виробництві). Шпонки виготовляють із сталі Ст5, Ст6, 45, 50, 55, 60 та інших більш міцних марок з границею міцності МПа 590 В Розміри шпонки вибирають за таблицями стандарту залежно від діаметра вала і роблять перевірочний розрахунок. З'єднання, здійснювані за допомогою призматичних або сегментних шпонок, перевіряють переважно на зминання робочих поверхонь шпонки і з'єднуваних деталей (рис. 6.16) за формулою: зм p 1 зм t зм l t h d M 2 A F , (6.20) де d M 2 F t – колове зусилля, яке діє на шпонку, М — обертальний момент на валу, d — діаметр вала, p 1 зм l t h А – розрахункова площа зминання паза в маточині, h — висота перерізу шпонки, 1 t – глибина паза вала, p l – робоча довжина шпонки. 472 Рис. 6.16 Сегментні шпонки на відміну від призматичних крім зминання перевіряють також на зріз: зр p зр t зр l b d M 2 A F , (6.21) p зр l b d А – розрахункова площа зрізу, b — ширина шпонки (рис. 6.16). Допустимі напруження при розрахунках шпонкових з'єднань приймаються наступними: МПа 100 ... 60 зр – допустиме напруження на зріз, МПа 130 ... 100 зм – допустиме напруження на зминання для маточин із сталі і МПа 70 ... 50 зм – із чавуну. Менші значення допустимих напружень вибирають при нерівномірних і ударних навантаженнях. 473 § 26.4. Шліцьові з'єднання Шліцьовим називається роз'ємне з'єднання складових частин виробу із застосуванням пазів (шліців) і виступів (зубів). Шліцьове або зубчасте з'єднання можна розглядати як багатошпонкове, в якому шпонки – зуби виготовлені разом з валом. У шліцьовому з'єднанні профіль перерізу зубів має прямокутну, евольвентну або трикутну форму (рис. 6.16). Рис. 6.17 Найбільш поширені прямокутні (рис. 6.17, а) і евольвентні (рис. 6.17, б) зубчасті з'єднання, які стандартизовані і застосовуються в рухомих та нерухомих з'єднаннях. Останнім часом перевагу віддають евольвентним шліцьовим з'єднанням, оскільки їх можна виготовляти за допомогою устаткування для нарізування зубчастих коліс, а також внаслідок підвищеної міцності цих з'єднань і достатньої точності центрування стичних деталей. 474 Шліцьові з'єднання з трикутним (рис. 6.17, в) профілем зубів менш поширені, ніж евольвентні і прямокутні, вони не стандартизовані. Завдяки великій кількості низьких зубів їх успішно застосовують у нерухомих з'єднаннях тонкостінних втулок або порожнистих валів, які передають невеликі моменти, а також коли потрібні відносно малі регулювальні повороти деталей. Шліцьові з'єднання можуть бути рухомими (встановлення рухомих шестерень коробок передач верстатів або автомобілів на шліцьовий вал) або нерухомими (нерухоме закріплення деталей на шліцьовому валу). Стандартом регламентовано три серії з'єднань з прямобічним профілем зубів: легку, в основному для нерухомих і малонавантажених з'єднань; середню, головним чином для рухомих середньонавантажених з'єднань з великою кількістю зубів, причому втулка переміщується по шліцах без навантаження (коробка передач); важку для передавання великих моментів і пересування втулки під навантаженням. Переваги шліцьових з'єднань порівняно із шпонковими: – деталі краще центруються на валах і мають точніший напрям при осьовому переміщенні; – внаслідок збільшення сумарної робочої поверхні зубів, зменшення глибини пазів і рівномірного розподілу навантаження по колу вала міцність з'єднання, особливо при динамічних навантаженнях, істотно підвищується. Усе це забезпечує велике поширення шліцьових з'єднань в автотракторній промисловості, верстатобудуванні, авіабудуванні та ін. Недоліком шліцьових з'єднань є складність технології їх виготовлення і висока вартість. Шліцьові з'єднання вибирають за таблицями стандартів залежно від діаметра вала. 475 Вибране шліцьове з'єднання перевіряють на зминання активних поверхонь зубів і пазів за наступними формулами. Для прямобічних шліців зм p зм t зм z l h d D M 2 A F , (6.22) де ср t d M 2 F – колове зусилля, М — обертальний момент на валу, 2 d D d ср — середній діаметр з'єднання, D і d – відповідно зовнішній і внутрішній діаметр шліців, z l h А p зм – розрахункова площа зминання зубів, h — робоча висота зуба, p l – робоча довжина зуба, z — кількість зубів з'єднання. Для евольвентних шліців зм p зм t зм z l m d D 8 , 0 M 2 A P , (6.23) де d M 2 P t – колове зусилля , z m 2 d D d — діаметр ділильного кола, m — модуль зуба, z — кількість зубів, z l m 8 , 0 А p зм – розрахункова площа зминання зубів евольвентного профілю, p l – робоча довжина зуба. Допустиме напруження на зминання визначається як д зм Т зм К К n , (6.24) де 4 , 1 ... 25 , 1 n – коефіцієнт запасу міцності, T – границя текучості матеріалу зуба, 5 ... 4 К зм – загальний коефіцієнт концентрації навантаження, 5 , 2 ... 2 К д – коефіцієнт динамічного навантаження. 476 § 26.5. Клинові і штифтові з'єднання Клиновим називається роз'ємне з'єднання складових частин виробу із застосуванням деталі, яка має форму клина. Клинові з'єднання можна поділити на установочні та силові. Установочні (рис. 6.18, а) клинові з'єднання призначені для регулювання і встановлення потрібного відносного положення деталей, а силові (рис. 6.18, б, в) – для міцного їх з'єднання. Рис. 6.18 477 В свою чергу силові клинові з'єднання поділяють на ненапружені і напружені. Ненапружені (рис. 6.18, в) клинові з'єднання (до прикладення зовнішніх навантажень у деталях цього з'єднання напружень немає) застосовують при односторонніх навантаженнях. Найбільшого поширення набули напружені (рис. 6.18, б) клинові з'єднання (клин запресовується в отвір з'єднуваних деталей з деякою силою, що спричинює напруження до прикладення зовнішнього навантаження), які забезпечують достатню надійність у режимі змінних навантажень. Силові клини застосовують для з'єднання тяг, рознімних маховиків, поршневих штоків з повзунами, вкладишів та ін. Для забезпечення самогальмування приймають, що кут клина в силових клинових з'єднаннях дорівнює 1:100, 1:40 або 1:30, а в установочних — 1:10, 1:6 або 1:4. Переваги силових клинових з'єднань: – простота конструкції, складання і розбирання; – відносна дешевизна, – можливість передавати значні навантаження. Недоліки: – ослаблення з'єднуваних деталей отвором під клин; – відносна складність обробки отворів; – необхідність індивідуального припасування клина до отвору. При конструюванні клинового з'єднання орієнтовно можна брати товщину клина d 3 / 1 ... 4 / 1 b , висоту перерізу клина b 3 h . Вибрані розміри з'єднання можуть перевірятись за умовами (рівняннями) міцності на зминання, на зріз і на згин. Розрахункова схема клина на згин показана на рис. 6.18, в. 478 Штифтовим називається роз'ємне з'єднання складових частин виробу із застосуванням штифта. При цьому штифти можуть бути циліндричними, конічними або фасонними. На рис. 6.19 показано різновиди штифтових з'єднань: за допомогою циліндричного штифта (а), конічного штифта (б, в), конічного розвідного штифта (г). Рис. 6.19 Циліндричні і конічні штифти застосовують як установочні (рис. 6.19, а, в) або для передавання відносно невеликих навантажень (рис. 6.19, б, г). Великого поширення набули гладкі конічні (конусність 1:50) і фасонні (циліндричні і конічні з видавленими або насіченими канавками, штифти, які забезпечують центрування з'єднуваних деталей і надійне самогальмування. При передаванні поперечного навантаження штифт працює на зріз і зминання і тому його розраховують на умову міцності зрізу і зминанню. 479 Запитання для самоконтролю 1. Назвіть основні види роз’ємних з’єднань. 2. Дайте визначення різьбового з’єднання. 3. Назвіть основні геометричні параметри різьби. 4. Назвіть основні типи різьб. 5. Які є основні конструктивні типи кріпильних виробів із різьбою? 6. Чим відрізняється розрахунок незатягнутого і затягнутого різьбового з’єднання? 7. Дайте визначення шпонкового з’єднання. 8. Як класифікують шпонкові з’єднання? 9. Напишіть основні формули розрахунку шпонкових з’єднань. 10. Дайте визначення шліцьового з’єднання і його класифікацію. 11. Напишіть основні формули розрахунку шліцьових з’єднань. 12. Які переваги і недоліки шліцьових з’єднань порівняно із шпонковими? 13. Які з’єднання називають клиновими? Назвіть їх основні види. 14. Які переваги і недоліки клинових з’єднань? 15. Що таке штифтове з’єднання? 16. Назвіть основні типи штифтів і їх призначення. 480 РОЗДІЛ 27 ПЕРЕДАЧІ ФРІКЦІЙНІ, ПАСОВІ ТА ЛАНЦЮГОВІ § 27.1. Загальні відомості про передачі Механічні пристрої, що застосовуються для передавання механічної енергії від джерела до споживача із зміною кутової швидкості або виду руху, називають механічними передачами або просто передачами. Необхідність введення передачі між двигуном і виробничою машиною пояснюється багатьма причинами. 1. Джерела руху — двигуни — працюють, як правило, в режимі високих кутових швидкостей, які забезпечують їм найбільшу потужність, к. к. д. і малі габаритні розміри. При цьому кутові швидкості валів виробничих машин відрізняються від кутової швидкості вала двигуна. 2. Зміну швидкості виробничої машини, а отже, і значення обертального моменту вигідніше здійснювати за допомогою передачі, а не зміною кутової швидкості вала двигуна, оскільки при зменшенні кутової швидкості вала двигуна його потужність і к. к. д. знижуються. 3. Двигуни, як правило, передають обертальний рух, а робочі органи машини іноді потребують зворотно-поступального, хитного, гвинтового та інших видів руху. 4. Часто виникає необхідність передавати енергію від одного двигуна до кількох виробничих машин, вали яких обертаються з неоднаковими кутовими швидкостями. За способом передавання руху механічні передачі класифікують на передачі тертям — фрикційні, пасові, канатні і передачі зачепленням — зубчасті, черв'ячні, гвинтові, ланцюгові. Можливий і інший принцип класифікації механічних передач, згідно з яким їх поділяють на передачі з 481 безпосереднім контактом (фрикційні, зубчасті, черв'ячні та ін.) і передачі з проміжною гнучкою ланкою (пасові, ланцюгові і канатні). В кожному передаточному механізмі існує дві ланки: ведуча і ведена. В багатоступінчастих передачах існують також проміжні ланки. Рис. 6.20 На рис. 6.18 схематично зображені передача з гнучкою ланкою (а) і пе6редача з безпосереднім контактом (б). Ведучі ланки і величини, які до них відносяться позначаються індексом 1 , а ведені – індексом 2 Визначимо параметри, якими характеризуються механічні передачі. 1. Потужність ведучої і веденої ланок: 1 N і 2 N , ) Вт ( 2.Кутова швидкість ведучої і веденої ланок: 1 і 2 , с / рад або частота їх обертання 1 n і 2 n , хв / об На підставі цих параметрів за формулами, відомими із теоретичної механіки, можна визначити інші параметри передачі: 3.Механічний коефіцієнт корисної дії (ККД) передачі: 1 2 N N 482 Механічний ККД характеризує втрати потужності на сили шкідливого опору в передачі (тертя рухомих частин, деформації робочих тіл і т. ін.). Для різних передач ККД знаходиться в межах 98 , 0 ... 85 , 0 і залежить від їх конструктивних особливостей. 4.Колові швидкості ведучої і веденої ланки: 2 d 1 1 1 , 2 d 2 2 2 , де 1 d , 2 d – відповідно діаметри ведучої і веденої ланки (колеса, шківа, котка і т. ін.). Колові швидкості обох ланок при відсутності проковзування за величиною повинні бути однаковими: 2 1 7. Передаточне відношення (передаточне число). На підставі того, що при відсутності проковзування 2 1 , запишемо: 2 d 2 d 2 2 1 1 або 60 d n 60 d n 2 2 1 1 , звідки 1 2 2 1 2 1 d d n n Відношення кутової швидкості ведучої ланки до кутової швидкості веденої називається передаточним відношенням: 1 2 2 1 2 1 12 d d n n і (6.25) Тобто, передаточне відношення характеризує відносну зміну кутової швидкості при передачі обертального руху від ведучої ланки 1 до веденої ланки 2 . Якщо передаточне відношення менше одиниці, то передача понижуюча, а якщо більше одиниці – то підвищуюча. 483 Передачі закритого виконання, які призначені для зменшення кутової швидкості називаються редукторами, а для збільшення – мультиплікаторами. Передаточним числом передачі називається відношення завжди більшої кутової швидкості до меншої незалежно від того, яка ланка ведуча, а яка ведена: 1 u min max (6.26) На відміну від передаточного відношення передаточне число не може бути меншим одиниці. Цілком зрозуміло, що для передач, які зменшують кутову швидкість ( 2 1 ), передаточне число і передаточне відношення співпадають: 12 i u , а для передач, які збільшують кутову швидкість ці величини обернено пропорційні: 12 i 1 u Слід зазначити, що традиційно розрахункові формули на міцність передач містять, як правило, передаточні числа, а при кінематичних розрахунках, особливо багатоступінчастих передач з проміжними ланками, застосовують передаточні відношення. 5. Обертальні моменти на ведучій і веденій ланках відповідно дорівнюють: 1 1 1 N M , 2 2 2 N M Визначимо співвідношення між обертальними моментами 1 M і 2 M Так як 1 2 N N , то 1 1 2 2 M M , 12 1 2 1 1 2 i M M M (6.27) 484 Якщо втрати в передачі невеликі, то ними нехтують і приймають 12 1 2 i M M (6.28) 6. Колове зусилля t F від обертального моменту 1 М на ведучій ланці: 1 1 1 1 t N d M 2 F Обертальний момент 2 М веденої ланки через рушійну колову силу t F (при невеликих втратах на тертя) можна виразити як: 2 d F 2 d F M 2 t 2 t 2 (6.29) Визначимо передаточне відношення, ККД і обертальний момент 3 М на вихідному валу для двохступінчастої передачі. Для цього послідовно з’єднаємо дві окремих передачі (рис. 6.21). Рис. 6.21 485 Передаточне відношення цієї передачі дорівнює: 23 12 3 1 3 2 2 1 13 i i i Коефіцієнт корисної дії: 23 12 1 3 2 3 1 2 13 N N N N N N Обертальний момент 3 М на третьому валу: 13 13 1 23 12 23 12 1 23 23 2 3 i M i i M i M M В загальному випадку для багатоступінчастої передачі її передаточне відношення і ККД відповідно дорівнює: n 1 n 34 23 12 n 1 n 4 3 3 2 2 1 n 1 n 1 i ... i i i ... i , (6.30) n 1 n 34 23 12 1 n n 3 4 2 3 1 2 1 n n 1 ... N N ... N N N N N N N N , (6.31) де n 1 n 34 23 12 i , i , i , i – передаточні відношення між кожною парою коліс, n 1 n 34 23 12 , , , – коефіцієнти корисної дії кожної пари коліс у багатоступінчастій передачі. Тобто, загальне передаточне відношення ряду послідовно з’єднаних передач дорівнює добутку їх передаточних відношень. Загальний ККД багатоступінчастої послідовно з’єднаної передачі дорівнює добутку ККД передач, що входять до її складу. Обертальний момент на n – му валу для такої передачі дорівнює: n 1 n 1 1 n i M M , (6.32) Обертальний момент на n – валу багатоступінчастої послідовно з’єднаної передачі дорівнює добутку момента на ведучому валу, загального передаточного числа і загального коефіцієнта корисної дії. |