У цих випадках недоцільно застосовувати однорядні важкі ланцюги з великим кроком через великі динамічні навантаження.

Втулкові ланцюги по конструкції аналогічні роликовим, але в них немає ролика 5. Унаслідок цього знос ланцюга і зірочок збільшується, але знижується маса і вартість ланцюга.

Зубчасті ланцюги (рисунок 18.4) складаються з набору пластин із двома зубчастообразними виступами. Пластини ланцюга зачіпаються з зубами зірочки своїми торцевими площинами. Кут уклинювання β прийнятий рівним 60°. Конструкція зубчастих ланцюгів дозволяє виготовляти їх широкими і передавати великі навантаження. Зубчасті ланцюги працюють плавно, з меншим шумом. Їх рекомендують застосовувати при порівняно високих швидкостях – до 35 м/с.

19. Класифікація валів і осей. Конструкції. Матеріали

На валах і осях розміщають обертові деталі: зубчасті колеса, шківи, барабани і т.п. Вал відрізняється від вісі тим, що передає обертаючий момент від однієї деталі до іншої, а вісь не передає. Наприклад, на рисунку 19.1 момент від напівмуфти 3 до шестерні 1 передається валом 2, а на рисунку 19.2, де зображений барабан вантажопідйомної машини, момент від зубчастого вінця передається канату самим барабаном. Вал завжди обертається, а вісь може бути обертовою (рисунок 19.2, a) чи не обертовою (рисунок 19.2, б).

Р озрізняють вали прямі, колінчаті і гнучкі. Найбільше поширення мають прямі вали. Колінчаті вали застосовують у поршневих машинах. Гнучкі вали допускають передачу обертання при великих перегинах (наприклад, у зуболікарських бормашинах). Колінчаті і гнучкі вали відносять до спеціальних деталей і не вивчають у даному курсі.

З а конструкцією розрізняють вали й осі: гладкі (див. рисунок 19.2), фасонні, чи ступінчасті (див. рисунок 19.1), а також суцільні і порожні. Утворення ступіней на валу зв'язано з закріпленням деталей чи самого вала в осьовому напрямку, а також з можливістю монтажу деталі при посадках з натягом. Порожніми вали виготовляють для зменшення маси чи в тих випадках, коли через вал пропускають іншу деталь, підводять мастило й ін.

Прямі вали виготовляють переважно з вуглецевих і легованих сталей. Частіше інших застосовують сталь Ст5 – для валів без термообробки; сталь 45 чи 40Х – для валів з термообробкою (поліпшення), сталь 20 чи 20х – для швидкохідних валів на підшипниках ковзання, у яких цапфи цементують для підвищення зносостійкості.

20. Проектний і перевірочний розрахунок валів

При проектному розрахунку звичайно відомі: крутний момент T чи потужність Р и частота обертання n, навантаження і розміри основних деталей, розташованих на валу (наприклад, зубчастих колес). Потрібно визначити розміри і матеріал вала.

Вали розраховують на міцність, жорсткість і коливання. Основним розрахунковим навантаженням є моменти Т и М, що викликають крутіння і згинання. Вплив стискаючих чи розтягуючих сил звичайно мало і не враховується. Розрахунок осей є частковим випадком розрахунку валів при Т = 0.

Для виконання розрахунку вала необхідно знати його конструкцію (місця додатка навантаження, розташування опор і т.п.). У той же час розробка конструкції вала неможлива без хоча б наближеної оцінки його діаметра. На практиці звичайно використовують наступний порядок проектного розрахунку вала:

1. Попередньо оцінюють середній діаметр вала з розрахунку тільки на крутіння при знижених напруженнях, що допускаються:

(20.1)

Звичайно приймають:

[

(20.2)

τ] =(20...30) МПа – для трансмісійних,

[τ]=(12...15) МПа – для редукторних і інших аналогічних валів.

Попередньо оцінити діаметр проектованого вала можна, також орієнтуючись на діаметр того вала, з яким він з'єднується (вали передають однаковий момент Т). Наприклад, якщо вал (див. рисунок 19.1) з'єднується з валом електродвигуна (чи іншої машини), то діаметр його вхідного кінця можна прийняти рівним чи близьким до діаметра вихідного кінця вала електродвигуна.

2. Після оцінки діаметра вала розробляють його конструкцію – див. приклад на рисунку 19.1.

3. Виконують перевірочний розрахунок обраної конструкції за методикою, викладеною нижче, і, якщо необхідно, вносять виправлення. При цьому враховують, що діаметр вала є одним з основних параметрів, який визначає розміри і навантажувальну здатність підшипників. На практиці не рідкі випадки, коли діаметр вала визначається не міцністю самого вала, а міцністю підшипників. Тому розрахунки вала і підшипників взаємозалежні.

Перевірочний розрахунок валів.

Вибір розрахункової схеми і визначення розрахункових навантажень. Розрахунок валів базують на тих розділах курсу опору матеріалів, у яких розглядають неоднорідний напружений стан і розрахунок при перемінних напруженнях. При цьому дійсні умови роботи вала заміняють умовними і приводять до однієї з відомих розрахункових схем. При переході від конструкції до розрахункової схеми роблять схематизацію навантажень, опор і форми вала. Унаслідок такої схематизації розрахунок валів стає наближеним.

Нагадаємо, що в розрахункових схемах використовують три основних типи опор: шарнірно-нерухому, шарнірно-рухливу, защемлення чи закладення. Защемлення застосовують іноді в опорах нерухомих осей. Для обертових осей і валів защемлення не допускають. Вибираючи тип розрахункової опори, необхідно враховувати, що деформативні переміщен-ня валів звичайно дуже малі, і якщо конструкція дійсної опори допускає хоча б невеликий поворот чи переміщення, то цього досить, щоб вважати її шарнірною чи рухливою. При цих умовах підшип-ники, що одночасно сприй-мають осьові і радіальні навантаження, замінюють шарнірно-нерухомими опорами, а підшипники, що сприймають тільки радіальні навантаження, - шарнірно-рухливими.

Умовимося надалі всі міркування ілюстру-вати прикладом розра-хунку вала, зображеного на рисунку 19.1. Для цього вала, з огляду на нахил зуба шестерні, ліву опору заміняємо шарнірно-нерухомою, а праву – шарнірно-рухливою опорами (рисунок 20.1).

Дійсні навантаження не є зосередженими, вони розподілені за довжиною маточини, ширині підшип-ника і т.п. Розрахункові навантаження розглядають звичайно як зосереджені. У нашому прикладі (див. рисунок 19.1) вал навантажений силами f_t, F_a і F_r, що діють у полюсі зачеплення (див. рисунок 20.1, а), і крутним моментом Т на напівмуфті. Більшість муфт унаслідок неминучої неспіввісності валів, що з'єднуються, навантажують вал додатковою силою F_м.

При розрахунку валів приблизно можна приймати F=(0,2…0,5)F_м^’, де F_м^’ – обводова сила муфти. Напрямок сили F_м у відношенні сили F_t може бути будь-яким (залежить від випадкових неточностей монтажу). У розрахунковій схемі (рисунок 20.1,а) силу F_м направляємо так, щоб вона збільшувала напруження і деформації від сили F_t (гірший випадок).

Для стандартних редукторів загального застосування застосовують: – вхідні і вихідні вали одноступінчатих редукторів; – вихідні вали багатоступінчастих редукторів. Тут Т в Н·м.

Ці формули враховують, що в загальному випадку на кінці вала може бути встановлена не тільки муфта, а шестерня, зірочка чи шків.

На рисунку 20.1, б сили ft, F_a і F_r приведені до вісі вала і зображені роздільно у вертикальній і горизонтальній площинах. При цьому виникли пари сил, рівні T=0,5F_td₁ і M_a=0,5F_ad₁. Тут d₁ – ділильний діаметр шестерні.

Під розрахунковою схемою побудовані епюри згинаючих і крутних моментів у вертикальній і горизонтальній площинах від усіх діючих навантажень (рисунок 20.1, в, г, д). По цих епюрах легко визначити сумарні згинальні моменти в будь-якому перетині вала. Наприклад, для перетину 1–1 згинальний момент:

Розрахунок на міцність. На практиці встановлено, що для валів основним видом руйнування є утомне. Статичне руйнування спостерігається значно рідше. Воно відбувається під дією випадкових короткочасних перевантажень. Тому для валів розрахунок на опір утоми є головним. Розрахунок на статичну міцність виконують як перевірочний. При розрахунку на опір утоми необхідно насамперед установити характер циклу напружень. Внаслідок обертання вала напруження вигину в різних точках його поперечного переріза змінюються за симетричним циклом, навіть при постійному навантаженні (виключення складають випадки, коли навантаження обертається разом з валом).

Напруження крутіння змінюються пропорційно зміні навантаження. У більшості випадків важко установити дійсний цикл навантаження машини в умовах експлуатації. Тоді розрахунок виконують умовно по номінальному навантаженню, а цикли напружень приймають – симетричним для напружень згинання.