- •Лекція №1
- •1.2. Види навантажень на деталі
- •1.3.Розрахунок деталей на міцність по допустимих коефіцієнтах запасу
- •1.4. З’єднання дм
- •1.5.Рознімні з’єднання деталей машин
- •1.6. Види різьб
- •2.1Маркування різьб
- •2.2 Основи розрахунку різьбових з’єднань на міцність
- •2.3 Залежність між крутним моментом, прикладеним до гайки, та осьвою силою гвинта.
- •3.1 Розрахунок на міцність різьбових деталей при статичних навантаженнях
- •3.1.1. Деталь навантажена тільки осьовою силою без попереднього та подальшого затягання.
- •3.1.2. Деталь навантажена осьовою силою та крутним моментом.
- •3.1.3.Болтове з’єднання навантажено силами, що зсувають деталі в стику
- •3.1.4.Різьбова деталь навантажена осьовою силою та згинальним моментом
- •3.1.5 Розрахунок болтів клемового з’єднання
- •Лекція №4
- •4.1 Розрахунок групи болтів, попередньо затягнутих і навантажених постійною зовнішньою осьовою силою
- •4.2 Передачі гвинт-гайка
- •Лекція №5 Шпонкові з’єднання
- •5.1 Ненапружені шпонкові з’єднання
- •5.2 Розрахунок на міцність
- •Лекція №6
- •6.1 Напружені шпонкові з’єднання
- •6.2. Шліцеві з’єднання (зубчасті)
- •Розрахунок на міцність
- •6.3 Профільні (безшпонкові) з’єднання
- •6.4 Штифтові з’єднання
- •6.5. Клинові з’єднання
- •6.6 Нерознімні з’єднання
- •7.1 Заклепкові з’єднання
- •7.2 Види пошкоджень і основи розрахунку на міцність
- •7.3 Зварні з’єднання
- •8.1 Зварні з’єднання у стик
- •8.2 Розрахунок на міцність
- •8.3 Зварні з’єднання внапусток
- •8.4 Розрахунок на міцність
- •8.5 З’єднання впритул
- •2) З’єднання по рис.8 (площина дії моменту перпендикулярна площині стикові з’єднуваних елементів конструкції) може бути виконане з кутовими швами. В цьому випадку: дотичне max напруження
- •Переваги й недоліки зварних з’єднань.
- •Лекція №9
- •9.1 З’єднання деталей з натягом
- •9.2 Циліндричні з’єднання з натягом
- •9.3 Способи збирання з’єднань з натягом
- •9.4 Основи розрахунку на міцність
- •Розділ II передачі приводів Лекція №10
- •10.1 Функції передач
- •10.2 Класифікація механічних передач
- •10.3 Основні силові й кінематичні залежності механічних передач
- •Лекція №11
- •11.1 Фрикційні передачі і варіатори
- •11.2 Лобовий варіатор швидкості
- •11.3 Основні кінематичні залежності
- •11.4 Основи розрахунку на міцність
- •12.1 Зубчасті передачі
- •12.1 Переваги й недоліки зубчастих передач, область застосування
- •12.2 Види руйнування зубців
- •12.3 Способи зміцнення робочих поверхонь
- •Термічні способи
- •Хіміко - термічні способи
- •12.4 Розрахунок на міцність циліндричних коліс евольвентного зачеплення
- •13.1 Розрахунок зубців на витривалість при згині (прямозубі циліндричні евольвентні колеса)
- •13.2 Проектний розрахунок
- •Лекція№14
- •14.1 Визначення допустимих напружень на згин [σF]
- •14.2 Специфіка геометрії, роботи та розрахунку косозубих циліндричних коліс
- •14.3 Особливості розрахунку зубців циліндричних зубчатих коліс на міцність
- •14.4 Розрахунок на витривалість при згині
- •Лекція №15
- •15.1.Особливості розрахунку на контактну витривалість
- •15.2 Конічні зубчасті передачі
- •15.3 Основні геометричні й кінематичні параметри
- •Лекція №16
- •16.1 Оцінка та область застосування конічних зубчастих передач
- •16.2 Основи розрахунку на міцність
- •16.3 Розрахунок конічних зубчастих коліс на контактну міцність
- •17.1 Черв’ячні передачі
- •17.2 Класифікація черв’ячних передач
- •17.3 Види червя’ків
- •17.4 Зусилля в полюсі зачеплення черв’ячних передач
- •18.1 Розрахунок по напруженнях згину
- •18.2 Розрахунок на контактну міцність
- •18.3 Визначення допустимих напружень
- •18.4 Тепловий розрахунок черв’ячних передач
- •19.2 Передаточне відношення
- •19.3 Зусилля в зачепленнях
- •19.4 Специфіка розрахунку на міцність
- •19.5 Оцінка та область застосування
- •19.6 Хвильові механічні передачі (хмп)
- •19.7 Геометричні і кінематичні параметри коліс
- •20.2 Основи розрахунку на міцність
- •21.2 Передачі з гнучкими ланками Загальна кінематична схема
- •21.3 Види шківів
- •21.4 Схеми пасових передач
- •Кінематичні й геометричні параметри пасових передач
- •21.6 Напруження в пасах ( на прикладі плоскопасової передачі)
- •22.2 Розрахунок плоских пасів
- •22.3 Особливості розрахунку клинопасових передач
- •22.4 Розрахунок пасів на довговічність
- •22.4 Переваги й недоліки пасових передач, область застосування
- •23.2 Умови роботи та матеріли елементів ланцюгових передач
- •23.3 Основні геометричні і кінематичні параметри
- •23.4 Критерії роботоздатності та основи розрахунку на міцність
- •Лекція №24
- •24.1 Вали та осі
- •24.2 Розрахунки валів та осей
- •Послідовність розрахунку
- •24.4 Розрахунок вала на витривалість (втомлюваність матеріалу)
- •24.5 Розрахунок валів на жорсткість
- •25.1 Опорні ділянки валів та осей
- •25.2 Опори ковзання
- •25.3 Матеріали вкладишів
- •25.4 Розрахунок підшипників напівсухого
- •25.5 Розрахунок
- •25.6 Область застосування підшипників ковзання
- •26.2 Класифікація пк
- •26.3 Критерії роботоздатності та матеріали
- •26.4 Підбір стандартних пк
- •26.5 Визначення динамічної вантажопідйомності пк
- •26.6 Специфіка підбору радіально-упорних підшипників
- •Переваги, недоліки, область застосування
- •27.1 Муфти приводів
- •27.2 Класифікація муфт
- •I клас, I група
- •I клас, III группа:
- •II клас, iIгрупа
- •III клас (самокеровані):
- •27.3 Критерії роботоспроможності і основи розрахунку на міцність
21.2 Передачі з гнучкими ланками Загальна кінематична схема
Розташування ведучої та веденої віток залежить від напрямку ω1. Передача знижуюча, 1,3-тіла обертання, 2-гнучка ланка.
Гнучкою ланкою можуть бути: пас, ланцюг, канат.
Відповідно й передачі бувають: пасовими, ланцюговими, канатними. Найбільш широко в машинобудуванні застосовуються пасові й ланцюгові передачі.
Пасові передачі
В найбільш простому і найбільш поширеному виконанні - це ведучий та ведений шківи (шків - голландське слово, в перекладі - колесо), що розташовані на деякій відстані і з’єднані між собою (охоплені) пасом з певним попереднім зусиллям (пас натягається). Обертальний рух передається пасом веденому шківу завдяки тертю ковзання, що створюється між пасом та поверхнями шківів.
21.3 Види шківів
По формі поперечного перерізу паса: плоскі, клинові, круглі (рис.2). Найбільш поширеними пасами в машинобудуванні є пласкі та клинові паси. Круглі паси застосовуються в приводах невеликої потужності (легка промисловість, побутова техніка, прилади, та ін.).
У плоскопасових передачах величина потужності, що передається, пов’язана головним чином із шириною паса, а в клинопасових - кількістю пасів, що натягаються на шківи (буває від 1 до 8…12).
21.4 Схеми пасових передач
Відкрита схема (рис.1), перехресна, кутова (напівперехресна) та ін. (плакат). З плоским пасом може бути виконана будь-яка схема передачі, а з клиновим - головним чином відкрита.
Матеріал пасів
Клинові паси виготовляються з прогумованих матеріалів, пластмас у вигляді нескінченної стрічки.
Матеріали плоских пасів: прогумована тканина, бавовняно-паперовий матеріал, шкіра, вовна, шовк, сталь, пластмаси (в останнє десятиріччя - пластмасові нескінченні стрічки - плівкові).
Кінематичні й геометричні параметри пасових передач
Розглянемо на прикладі плоскопасової передачі відкритої схеми.
Пружне ковзання паса. Ведуча вітка паса натягнута з силою F1, яка є більшою по величині, ніж зусилля натягання F2 веденої вітки, бо ведучу вітку ведучий шків тягне на себе, а ведену - штовхає (вона може навіть провисати, якщо міжосьова відстань значна). З епюри зусиль видно, що на ведучому шківі сила натягання поступово зменшується у напрямку руху від протидії зусиль тертя, а на веденому шківі зусилля поступово збільшується від натягання паса. Оскільки пас нерозривний і повинен залишатись цілим, деформація його приблизно пропорційна силі натягання, а тому:
на ведучому шківі пас скорочується в напрямку руху, начебто розтягаючись назустріч рухові, і пружно проковзує по шківу назустріч його обертанню, відстаючи від ньго, тобто пас обертається повільніше, ніж ведучий шків;
на веденому шківі пас подовжується, розтягаючись у напрямку руху, і пружно проковзує по шківу, переганяючи його, тобто ведений шків обертається повільніше, ніж пас. Отже, V2<V1, де V2 - колова швидкість веденого шківа, V1- те ж ведучого шківа.
Після вмикання приводу в роботу виникає відносне ковзання паса, виразимо його через деформацію паса.
(21.4.1).
Відомо, що
V1=, (21.4.2)
З (21.4.1) маємо , звідки .
- коефіцієнт пружного ковзання паса.
Практично .
Отже, при роботі пасової передачі завжди присутнє пружне ковзання паса внаслідок різкого натягання його віток, і передаточне число треба визначати з урахуванням цього, а через діаметри шківів його можна визначити тільки приблизно.
Величина εк не є сталою, і тому в пасовій передачі передаточне число також не є сталою величиною (залежить від матеріалу паса, його конструкції, режиму роботи передачі (зусилля натягання, поштовхи, удари та ін.)).
Треба чітко розрізняти поняття пружного ковзання паса і явища буксування в передачі. Останнє може виникати від недостатнього натягання паса, його перевантаження, спрацювання, залишкових деформацій і т. ін. Його можна і треба уникати. А пружне ковзання присутнє завжди.
Кути обхвату (охоплення) пасом шківів
Це - кути в межах дуг контакту паса зі шківами. З рис.3 видно, що вони утворюються перпендикулярами, проведеними з осі симетрії шківа до віток паса. На ведучому шківі - α1, на веденому - α2.
З рис.3 бачимо, що завжди α1<180?, а α2>180? за виключенням випадку, коли u=1, і тоді α1=α2=180? (дуже рідко зустрічається).
Не викликає сумніву, що від величини цих кутів залежить тягова спроможність передачі. Першорядне значення має величина α1. Очевидно, існує якась його величина, при якій має починатись буксування паса. Величина α1, як видно з рис.3, залежить від різниці (D2-D1) і, отже, від величини u, а також міжосьової відстані a.
Чим більше (D2-D1) або u, тим менше α1, і зі зростанням a, при тих же умовах, α1 буде збільшуватись.
Практикою проектування та експлуатації пасових передач вироблені конструктивні рекомендації, що пов’язують між собою всі ці параметри і диктують умови оптимального варіанту.
(1)
3.Зусилля в вітках паса та силові залежності
Розглянемо умовно відокремлений ведучий шків передачі відкритої схеми (рис.3). Коли передача не працює, натягання віток паса однакове (існує попереднє натягання паса), і зусилля в вітках F1=F2=F0 (рис.4). Після включення передачі в роботу (рис.4) зусилля у вітках паса перерозподіляються, і F1>F2. Але наскільки? Розглянемо рис.4. Умова рівноваги шківа (рівняння рівноваги моментів):
(1)
або (2)
(3)
деFt - колова сила пасової передачі. Необхідно визначити, чому дорівнюють F1 та F2. Оскільки довжина паса залишається незмінною, бо він повинен залишатись цілим, додаткове видовження ведучої вітки після включення передачі в роботу повинно компенсуватись скороченням видовження веденої вітки (від попереднього натягання вони видовжені однаково). З рис.3,4 запишемо (4),(5)
де ΔF - прирощення зусилля у вітках паса для працюючої передачі. З рівнянь (3) і (5)
з р-ння (7) - (8)
З рівнянь (8) та (4) витікає, що ΔF=Ft/2,
Величина F2 повинна бути настільки ж меншою, тобто - на величину Ft/2,
тоді (10)
21.5 Одержані раніше рівняння (9) та (10) показують лише зміни натягнення паса в залежності від колового зусилля Ft, яке ми надалі будемо називати корисним навантаженням, бо це саме те навантаження, для створення якого й призначеного пасову передачу. Ці залежності не дають відповіді щодо тягової спроможності пасової передачі, тобто спроможності передавати ту чи іншу величину корисного навантаження силою тертя.
Відповідь на це питання (від чого залежить тягова спроможність передачі) дає рівняння Л. Ейлера F1=F2·efα1, де f- коефіцієнт тертя ковзання паса об шківи, α1- кут обхвату пасом ведучого шківа, е- основа натуральних логарифмів.
Правильні висновки з рівняння Ейлера щодо пасових передач: для підвищення тягової спроможності передачі збільшувати значення f та α1. На основі цього згодом з’явилася клинопасова передача, в якій внаслідок клинової форми паса наявний зведений коефіцієнт тертя ковзання f1>f.
В плоско пасових передачах збільшують кут обхвату α1 шляхом впровадження схеми з натяжним роликом (рис. 5):
Рис.5
Перевагу клинової форми паса доведемо з допомогою рис.6.
Під дією реактивних зусиль Fn виникають зусилля тертя ковзання (вектори їх направлені перпендикулярно площині креслення (рис.6).
Рис.6
Зусилля тертя
Fтер.=f· 2·Fn (21.5.1)
Складемо рівняння рівноваги сил по рис. 6:
F-2·FnSinγ=0 (21.5.2)
або
F=2·Fn·Sinγ (21.5.3)
звідси
2·Fn= F/ Sinγ (21.5.4)
Підставимо (21.5.4) в (21.5.1):
Fтер= F/ Sinγ·f= f1F (21.5.5)
де f1=f/Sinγ- зведений коефіцієнт тертя ковзання в клинопасової передачі.
Кут нахилу робочої грані паса γ рекомендується брати не менше 2γ ≥340 з умови незаклинювання паса. Практично беруть 2γ=400, тоді f1=f/Sin20o≈3f.
Як бачимо, виграш значний внаслідок клинової форми паса. Це і є основною перевагою клинового паса