Винт; 4 — рукоятка; 5 — чашка домкрата; 6— шип, 7 — корпус

 

Рис. 3.Передача винт-гайка: 1 — гайка; 2 — винт

Рис. 4. Передача винт-гайка с трением качения

 

В зависимости от назначения пе­редачи винты бывают:

- грузовые, применяемые для создания больших осевых сил. При знакопеременной нагрузке имеют трапецеидальную резьбу, при боль­шой односторонней нагрузке — упорную. Гайки грузовых винтов цель­ные. В домкратах (рис. 2) для большего выигрыша в силе и обеспечения самоторможения применяют однозаходную резьбу с малым углом подъема;

- ходовые, применяемые для перемещений в механизмах подачи. Для снижения потерь на трение применяют преимущественно трапецеи­дальную многозаходную резьбу.

- установочные, применяемые для точных перемещений и регули­ровок. Имеют метрическую резьбу. Для обеспечения безлюфтовой пере­дачи гайки делают сдвоенными.

Большое внимание в винтовых передачах, применяемых в металлорежущих станках и приборах, уделяют устранению мертвого хода, возникающего при изменении направления движения. Наличие мертвого хода объясняется зазором в резьбе вследствие неизбежных ошибок при изготовлении и износа в течение эксплуатации. Для устранения мертвого хода винтовые механизмы снабжают специальными устройствами. При этом различают два способа выборки зазора в резьбе - осевое, применяемое для трапециедальных резьб и радиальное смещение гайки - для треугольных резьб. Первый способ достигается установкой двух раздвигаемых гаек, например, пружиной, второй - разрезной гайки, втягиваемой цанговым зажимом.

Достоинства и недостатки передачи винт-гайка скольжения.

Основные достоинства:

1. возможность получения большого выигрыша в силе;

2. высокая точность перемещения и возможность получения медленного движения;

3. плавность и бесшумность работы;

4. большая несущая способность при малых габаритных размерах;

5. простота конструкции.

Недостатки передач винт-гайка скольжения:

1. большие потери на трение и низкий КПД;

2. затруднительность применения при больших частотах вращения.

Вопрос № 17

Рис. 8.2. Планетарная передача (кинема­тическая схема): 1 – солнечное колесо; 2– сателлит; 3 – эпицикл; H – водило

Планетарной называется передача, имеющая в своём составе зубчатые колёса с перемещающимися геометрическими осями (рис. 8.1). Такие колёса (рис. 8.1, поз. 2) принято называть сателлитами. Колёса, геометрические оси которых совпадают с общей осью передачи (с осью входного и выходного валов), называют центральными. Центральное колесо с зубьями на внешней стороне обода (рис. 8.1, поз. 1), то есть направленными от оси вращения колеса, называют солнечной шестерней, а второе центральное колесо, взаимодействующее с сателлитами внутренними зубьями (рис. 8.1, поз. 3), то есть направленными к оси колеса, называют эпициклическим или просто эпициклом. Звено, несущее на себе подвижные оси сателлитов, называют водилом.

Применение планетарных механизмов в коробках передач обеспечивает следующие преимущества:

1.     уменьшение габаритов трансмиссии;

2.     высокую надежность работы (сохранение работоспособности даже при потере нескольких зубьев на центральных колёсах);

3.     высокий КПД при относительно больших передаточных числах;

4.     отсутствие поперечной нагрузки на основных валах;

5.     возможность изменения передаточного числа без вывода зубчатых колёс из зацепления;

6.     возможность отсоединения вала двигателя от трансмиссии при использовании фрикционов коробки передач (коробка передач одновременно выполняет роль главного фрикциона);

7.     высокую скорость переключения передач, что способствует повышению среднего темпа движения машины.

Недостатки планетарных передач:

1.     необходимость повышенной точности изготовления вследствие наличия избыточных связей (наличия «лишних» сателлитов);

2.     резкое снижение КПД при больших передаточных числах.

Как правило, планетарные передачи, имеющие в своём составе эпициклические колёса, отличаются более высоким КПД по сравнению с передачами, состоящими только из колёс внешнего зацепления. Именно поэтому в планетарных коробках передач используются простейшие планетарные ряды с эпициклом. 

Вопрос № 19

Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи – ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма.

Ременная передача (рис. 2.1) состоит из двух или большего числа шкивов, насаженных на валы, участвующие в передаче вращательного движе­ния, и гибкой связи, называемой ремнем, которая охватывает шкивы с целью передачи движения от ведущего шкива ведомому (или ведомым) и взаимодействует с ними посредством сил трения или зубчатого зацепления.

Ременные передачи трением – наиболее старый и простой по конструкции вид передачи. Эти передачи и в настоящее время находят достаточно широкое применение, они широко применяются на быстроходных ступенях привода (передача вращения от электродвигателей к последующим механизмам). В двигателях внутреннего сгорания МГКМ ременные передачи применяются для привода вспомогательных агрегатов (вентилятор, насос системы водяного охлаждения, электрический генератор), а зубчатоременная передача применяется в некоторых автомобильных двигателях для привода газораспределительного механизма.

Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м). 3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов. 4. Плавность и малошумность работы. 5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня. 6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках.

Недостатки ременных передач: 1. Относительно большие габариты. 2. Малая долговечность ремней. 3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники. 4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня. 5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

Классификация ременных передач:

1.    По форме поперечного сечения ремня: плоскоременные (попе­речное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 2.1.а);клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 2.1.б); поликлиноременные (ремень снаружи имеет плоскую поверхность, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, выполненными в поперечном сечении в форме трапеции рис. 2.1.г);круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга рис. 2.1.в); зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов).

2.    По взаимному расположению валов и ремня: с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении –открытая передача (шкивы вращаются в одном направлении); с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях –перекрестная передача (шкивы вращаются во встречных направлениях); оси валов перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90) – полуперекрестнаяпередача.

3.    По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: с одношкивными валами; с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости ведомого вала).

4.    По количеству валов, охватываемых одним ремнем: двухвальная, трех-, четырех- и многовальная передача.

5.    По наличию вспомогательных роликов: без вспомогательных роликов, с натяжными роликами; с направляющими роликами.

Вопрос № 20

Цепная передача – механизм для передачи вращательного движения между параллельными валами с помощью жестко закрепленных на них зубчатых колес – звездочек и охватывающей их многозвенной гибкой связи с жесткими звеньями, называемой цепью.

Рис. 3.1. Цепная передача.

Простейшая цепная передача (рис. 3.1) состоит из двух, закрепленных каждая на своем валу, звездочек (1 и 2), меньшая из которых чаще всего бывает ведущей, и охватывающей их цепи 3, составленной из множества жестких звеньев, имеющих возможность поворачиваться друг относительно друга.

Достоинства цепных передач: 1. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 8 м). 2. Возможность передачи движения одной цепью нескольким валам. 3. Отсутствие проскальзывания, а следовательно, и стабильность передаточного отношения при уменьшенной поперечной нагрузке на валы и на их опоры. 4. Относительно высокий КПД (0,96…0,98 при достаточной смазке).

Недостатки цепных передач: 1. Повышенная шумность и виброактивность при работе вследствие пульсации скорости цепи и возникающих при этом динамических нагрузок. 2. Интенсивный износ шарниров цепи вследствие ударного взаимодействия со впадиной звездочки, трения скольжения в самом шарнире и трудности смазки. 3. Вытягивание цепи (увеличение шага между шарнирами звеньев) вследствие износа шарниров и удлинения пластин. 4. Сравнительно высокая стоимость.

Уже из названия и определения цепной передачи становится ясно, что основным её элементом является цепь. Цепи достаточно широко применяются в промышленности и по назначению могут быть разделены на:

1.  тяговые цепи, предназначенные для перемещения грузов по горизонтальной или наклонной поверхности;

2.  грузовые цепи, предназначенные для подъема грузов;

3.  приводные цепи, предназначенные для передачи движения, чаще всего вращательного, в цепных передачах.

Среднюю скорость V_ц (м/с) цепи в цепной передаче можно определить по выражению

,                                            (3.7)

где n_i – частота вращения i-того вала, об/мин; z_i – число зубьев звез­дочки, закрепленной на i-том валу; t – шаг цепи, мм.

Передаточное число u цепной передачи можно выразить через её кинематические и конструктивные показатели

,                                              (3.8)

где   угловая скорость звездочки, индекс «1» соответствует ведущей звездочке, а «2»  ведомой.

Передаточное отношение, вычисленное по (3.7) является средним за оборот, но в пределах поворота звездочки на один угловой шаг (2/z) мгновенное передаточное отношение не остается постоянным. Для доказательства этого обратимся к схеме рис. 3.4.

Пусть ведущая звездочка, имеющая z зубьев, вращается с угловой скоростью =const по ходу часовой стрелки. Тогда тангенциальная скорость любой точки, лежащей на делительной окружности может быть найдена по известному соотношению

При работе цепной передачи на цепь действуют:

1.  Окружная (тангенциальная для звездочек) сила F_t, участвующая в передаче мощности от ведущей звездочки к ведомой. Эту силу приближенно (то есть в среднем, поскольку её величина колеблется) можно найти по известному выражению

,                                                (3.11)

где T₂ –момент сопротивления на валу ведомой звездочки, а d₂ – делительный диаметр этой звездочки. Усилие это пульсирует в силу изменения расстояния между направлением действия этой силы и осью вращения ведомой звездочки. При постоянном моменте сопротивления относительная величина пульсации этой силы F_t, как и пульсация скорости, составит

.                                       (3.12)

2.  Сила предварительного натяжения F₀, обусловленная провисанием ведомой ветви цепи

;                                (3.13)

где q – удельная масса цепи, кг/м; a – межосевое расстояние передачи, м; g – ускорение свободного падения, м/с²; k_f – коэффициент учитывающий условия провисания цепи. Для горизонтальной передачи (=0) k_f = 6; для наклонной передачи, у которой 0 <   45, k_f = 3; для вертикальной передачи ( = 90) k_f = 1.

3.  Натяжение F_V, от действия центробежных сил на злементы цепи при обегании ими звездочек. Это усилие, также как и в ременной передаче, составит

;                                               (3.14)

Сила F_V растягивает цепь по всей её длине, но звездочкам не передается.

В ведущей ветви цепи все эти силы суммируются

.                                     (3.15)

В ведомой ветви натяжение F₂ равно большей из двух сил F₀ или F_V.

Нагрузку, передаваемую цепью на валы звездочек можно определить по выражению

,                                    (3.16)

где k_в – безразмерный коэффициент нагрузки вала, изменяющийся в зависимости от условий работы цепной передачи в пределах 1,05…1,3.

Главным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая изнашиванием шарниров. Поэтому основным является расчет цепных передач по контактному давлению в шарнирах цепи, обеспечивающий их достаточную износостойкость.

Порядок расчета цепной передачи. Исходные данные для расчета: мощность P₂, которую необходимо обеспечить на выходном валу; частоты вращения -входного вала (ведущей звездочки) n₁ и ведомой звездочки n₂.

Пошаговый алгоритм расчета цепной передачи с роликовой цепью:

1.  Вычислить передаточное число u по формуле (3.8).

2.  Определить число зубьев ведущей звездочки z₁ по формуле (3.3) и,

используя зависимость (3.8), найти число зубьев ведомой звездочки z₂. Полученные значения округлить до ближайшего целого нечетного числа. Проверить ограничительные условия для малой звездочки (обычно это z₁13) и для большой звездочки (z₂120). Если ограничительные условия выполнены, уточнить передаточное число u_ф по (3.8). Далее, где это необходимо, использовать только u_ф.

3.  Выбрав по конструктивным условиям цепь с известным шагом t_ф, по таблицам в технической литературе (стандарты, технические условия, справочники и т.п.) определить величину допустимого давления в шарнире [p]_ц или вычислить её по эмпирической формуле

;                (3.17)

где n₁ – частота вращения меньшей из звёздочек, мин^-1, t – шаг цепи, мм.

4.  Проверить шаг цепи по ограничению снизу согласно формуле

;                              (3.18)

где K_Э – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; n_r – число рядов цепи, а выражение в скобках эквивалентно коэффициенту, учитывающему неравномерность распределения нагрузки по рядам много­рядной цепи.

Коэффициент эксплуатации K_Э является произведением пяти частных коэффициентов

;                                        (3.19)

где K_Д – коэффициент динамичности нагрузки (1,2…1,5); K_С – коэффициент способа смазывания передачи, при непрерывном смазывании K_С = 0,8, при регулярном капельном K_С = 1, при периодическом K_С = 1,5; K_ - коэффициент наклона передачи, при угле наклона к горизонту   45 K_ =1, при   45  ; K_Н – коэффициент способа натя­жения цепи, при регулировании натяжения путем смещения оси одной из звездочек K_Н = 1, при регулировании специальными оттяжными звездоч­ками или нажимными роликами K_Н = 1,1, для нерегулируемой передачи K_Н = 1,25;   - коэффициентсменности, работы, в котором Т_р - время работы передачи в течение суток, часов.

Если выбранный шаг цепи не удовлетворяет условию (3.18), следует использовать для передачи цепь с большим шагом и повторить проверку по (3.18), при удовлетворении этого условия перейти к п. 5.

5.  Вычислить делительные диаметры звездочек d₁ и d₂ по выражению (3.2).

6.  Назначить предварительную величину межосевого расстояния передачи a по выражению (3.1), учитывая, что цепной передачей обычно охватываются передаточные числа u = 1…7.

7.  По выражению (3.5) определить необходимое число звеньев цепи, округляя величину, полученную расчетом, до ближайшего большего четного числа.

8.  Уточнить величину межосевого расстояния для полученного числа звеньев цепи по формуле (3.6), сократив полученное расчетом значение на 0,2…0,4%, как рекомендовано выше. Назначить величину провисания свободной ветви цепи f.

9.  Используя выражения (3.11; 3.13…3.15), определить нагрузку в ведущей ветви цепи.

10. Вычислить коэффициент запаса цепи по нагрузке, используя выражение

,                                   (3.20)

где Q_Ц – паспортное разрывное усилие цепи, а [K_Ц] нормативный коэффициент запаса цепи по разрывному усилию. В общем машиностроении принимают[K_Ц] = 3…5. При получении меньших значений K_Ц необходимо выбрать другую цепь с большим шагом и расчет повторить для новой цепи. При получении коэффициента запаса K_Ц, значительно превышающего указанную величину допустим выбор цепи с уменьшенным шагом, что будет способствовать сокращению габаритных размеров передачи.

Вопрос № 21

Вал (рис. 9.1) – деталь машины или механизма предназначенная для передачи вращающего или крутящего момента вдоль своей осевой линии.Большинство валов – это вращающиеся (подвижные) детали механизмов, на них обычно закрепляются детали, непосредственно участвующие в передаче вращающего момента (зубчатые колёса, шкивы, звёздочки цепных передач и т.п.).

Ось (рис. 9.2) – деталь машины или механизма, предназначенная для поддержания вращающихся частей и не участвующая в передаче вращающего или крутящего момента. Ось может быть подвижной (вращающейся, рис. 9.2а) или неподвижной (рис. 9.2б).

Классификация валов и осей:

1.     По форме продольной геометрической оси 

1.1.   прямые (продольная геометрическая ось – прямая линия), например, валы редукторов, валы коробок передач гусеничных и колёсных машин;

1.2.   коленчатые (продольная геометрическая ось разделена на несколько отрезков, параллельных между собой смещённых друг относительно друга в радиальном направлении), например, коленвал двигателя внутреннего сгорания;

1.3.   гибкие (продольная геометрическая ось является линией переменной кривизны, которая может меняться в процессе работы механизма или при монтажно-демонтажных мероприятиях), часто используются в приводе спидометра автомобилей.

2.     По функциональному назначению 

2.1.   валы передач, они несут на себе элементы, передающие вращающий момент (зубчатые или червячные колёса, шкивы, звёздочки, муфты и т.п.) и в большинстве своём снабжены концевыми частями, выступающими за габариты корпуса механизма;

2.2.   трансмиссионные валы предназначены, как правило, для распределения мощности одного источника к нескольким потребителям;

2.3.   коренные валы  валы, несущие на себе рабочие органы исполнительных механизмов (коренные валы станков, несущие на себе обрабатываемую деталь или инструмент называют шпинделями).

3.     Прямые валы по форме исполнения и наружной поверхности 

3.1.   гладкие валы имеют одинаковый диаметр по всей длине;

3.2.   ступенчатые валы отличаются наличием участков отличающихся друг от друга диаметрами;

3.3.   полые валы снабжены сквозным или глухим отверстием, соосным наружной поверхности вала и простирающимся на большую часть длины вала;

3.4.   шлицевые валы по внешней цилиндрической поверхности имеют продольные выступы – шлицы, равномерно расположенные по окружности и предназначенные для передачи моментной нагрузки от или к деталям, непосредственно участвующим в передаче вращающего момента;

3.5.   валы, совмещённые с элементами, непосредственно участвующими в передаче вращающего момента (вал-шестерня, вал-червяк).

Конструктивные элементы валов представлены на рис. 9.3.

Опорные части валов и осей, через которые действующие на них нагрузки передаются корпусным деталям, называются цапфами. Цапфу, расположенную в средней части вала, обычно называют шейкой. Концевую цапфу вала, передающую корпусным деталям только радиальную нагрузку или радиальную и осевую одновременно, называют шипом, а концевую цапфу, передающую только осевую нагрузку, называют пятой. С цапфами вала взаимодействуют элементы корпусных деталей, обеспечивающие возможность вращения вала, удерживающие его в необходимом для нормальной работы положении и воспринимающие нагрузку со стороны вала. Соответственно элементы, воспринимающие радиальную нагрузку (а часто вместе с радиальной и осевую) называют подшипниками, а элементы, предназначенные для восприятия только осевой нагрузки – подпятниками.

Рис. 9.3. Основные элементы вала.

Кольцевое утолщение вала малой протяжённости, составляющее с ним одно целое и предназначенное для ограничения осевого перемещения самого вала или насаженных на него деталей, называют буртиком.

Переходная поверхность от меньшего диаметра вала к большему, служащая для опирания насаженных на вал деталей, называется заплечиком.

Вращающиеся валы и оси обычно нагружены со стороны элементов, непосредственно участвующих в передаче движения (шкивы, звёздочки, зубчатые колёса, барабаны и т.п.), силами, направление действия которых по отношению к опасным сечениям вала постоянно меняется из-за вращения самих этих сечений. Кроме того, поперечные сечения валов, как элементов, передающих крутящий момент, испытывают и касательные напряжения, которые при реверсировании движения тоже меняют своё направление. Чрезмерный изгиб валов в поперечном направлении приводит к нарушению нормальной работы элементов, непосредственно передающих движение, и, вследствие поворота поперечных сечений цапф, подшипниковых узлов. В силу этого основными критериями работоспособности валов и вращающихся осей являются усталостная прочность и жёсткость.

Вопрос № 23

Подшипником принято называть часть опоры, непосредственно взаимодействующей с цапфой вала или оси.

Без подшипников невозможно существование ни стационарных, ни, тем более, подвижных машин (транспортных и боевого применения). Качество конструкции подшипников, условия их смазки, защищённость от воздействия неблагоприятных факторов внешней среды в значительной мере определяют работоспособность, долговечность и энергетическую эффективность машин.

Классификация подшипников:

1.      По направлению силовой нагрузки, воспринимаемой подшипником 

1.1.   радиальные подшипники воспринимают нагрузку, направленную перпендикулярно (по радиусу) к оси вращения;

1.2.   упорные подшипники воспринимают нагрузку, направленную вдоль оси вращения (упорные подшипники иногда называют подпятниками);

1.3.   радиально-упорные подшипники воспринимают одновременно и радиальную, и осевую нагрузки, при этом величина радиальной нагрузки обычно существенно больше осевой;

1.4.   упорно-радиальные подшипники так же, как и предыдущие, воспринимают и радиальную, и осевую нагрузки, но в этом случае величина радиальной нагрузки значительно меньше осевой.

2.     В зависимости от вида трения 

2.1.   подшипники качения;

2.2.   подшипники скольжения

Подшипники скольжения по конструктивным признакам делятся на неразъёмные (глухие) и разъёмные.

Неразъёмные подшипники скольжения (рис. 10.1) находят широкое применение там, где нагрузки и скорости скольжения невелики (v_ск 3 м/с) – в приборах и механизмах управления.

Рис. 10.1. Неразъёмные подшипники  скольжения: а) встроенный в корпус;  б) фланцевый

Рис. 10.2. Разъёмный подшипник  скольжения:

Разъёмные подшипники (рис. 10.2) основное применение находят там, где невозможна или нежелательна осевая сборка (шатунные шейки коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания), а также в тяжёлом машиностроении для крепления тяжело нагруженных валов.

Рис. 10.3. Самоустанавливающийся подшипник

При большой длине цапф и в некоторых других случаях используют самоустанавливающиеся подшипники (рис. 10.3), которые способны менять в небольших пределах угловое положение продольной оси по отношению к поверхности основания, то есть отслеживать угловое положение поперечного сечения цапфы вала.

Подшипники скольжения обычно имеют прочный корпус, иногда совмещаемый с корпусом механизма (рис. 10.1, а) или другой детали, и вкладыш, выполненный в виде втулки (рис. 10.1, 10.3) или отдельных цилиндрических сегментов (рис. 10.2) и покрытый по поверхности, контактирующей с цапфой вала, антифрикционным материалом, обладающим малым коэффициентом трения в паре с материалом цапфы вала и достаточно высокой износоустойчивостью.

Достоинства подшипников скольжения:

1.       малые габариты в радиальном направлении;

2.       хорошая восприимчивость к динамическим (ударным и вибрационным) нагрузкам;

3.       высокая точность сопряжения;

4.       хорошая прирабатываемость;

5.       высокая долговечность в условиях обильной жидкостной смазки;

6.       возможность работы в водной, абразивной и коррозионно-активной среде (при соответствующем подборе материалов и изготовлении);

7.       возможность сборки (в зависимости от конструкции) как в осевом, так и в радиальном направлении;

8.       простота конструкции и низкая стоимость.

Недостатки подшипников скольжения:

1.      большие габариты в осевом направлении;

2.      значительный расход смазочного материала;

3.      необходимость следить за постоянным поступлением смазочного материала к рабочим поверхностям;

4.      высокий пусковой момент и большой износ в период пуска;

5.      необходимость использования в подшипнике дорогостоящих анти­фрикционных материалов.

Коэффициент потерь энергии в подшипниках скольжения при благоприятных условиях работы (обильная смазка, защита от попадания абразивных частиц, хорошее удаление продуктов износа, достаточный теплоотвод) невелик и лежит в пределах (0,5…5)10^-2.

Вопрос № 24

Конструктивно подшипник качения, как правило, включает 4 основных элемента: 1) наружное кольцо, обычно устанавливаемое в корпусе, и потому неподвижное; 2) внутреннее кольцо, обычно насаживаемое на цапфу вала, и вращающееся вместе с ней; 3) тела качения (шарики, ролики или другие), обкатывающиеся при работе подшипника по беговым дорожкам наружного и внутреннего колец, и 4) сепаратор, предотвращающий в процессе работы подшипника набегание тел качения друг на друга. В отдельных случаях применяются подшипники, как более простой (например, без одного из колец), так и более сложной (например, с составными кольцами) конструкции.

Подшипники качения широко применяются в стационарных и подвижных машинах многих отраслей машиностроения, в том числе и в МГКМ (многоцелевых гусеничных и колёсных машинах). В силу этого они стандартизованы, выпускаются в массовом количестве на специализированных предприятиях с высокой степенью автоматизации производства, что гарантирует их относительно невысокую стоимость.

Достоинства подшипников качения:

1.      малые потери на трение (приведённый к цапфе вала коэффициент трения подшипников качения в зависимости от типа подшипника и других его характеристик составляет f = 1,510^-3…610^-3);

2.      малые габариты в осевом направлении;

3.      низкая стоимость при высокой степени взаимозаменяемости;

4.      малый пусковой момент сопротивления, практически одинаковый с моментом, действующим в процессе установившегося движения;

5.      малый расход смазочных материалов и, следовательно, малый объ­ём работ по обслуживанию;

6.      пониженные требования к материалу и качеству обработки цапф.

Недостатки подшипников качения:

1.     высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам вследствие малых площадей контакта между телами качения и беговыми дорожками колец подшипника;

2.     большие габариты в радиальном направлении;

3.     малая надёжность в высокоскоростных приводах.

Классификация подшипников качения:

Рис. 11.2. Основные формы тел качения, применяемые в подшипниках: а) шарик; ролики  б)цилиндрический;  в) конический; г) бочкообразный; д)игольчатый; е) витой

1.      по форме тел качения (рис. 11.2) – шариковые, роликовые с цилиндрическими, коническими или бочкообразными роликами, игольчатые;

2.      по количеству рядов тел качения – однорядные, двухрядные, трёх- и более рядные;

3.      по направлению воспринимаемой нагрузки – радиальные, предназначенные для восприятия нагрузки, перпендикулярной оси вращения, радиально-упорные (радиальная и осевая нагрузки, причём радиальная нагрузка больше осевой), упорно-радиальные (радиальная и осевая нагрузки, но радиальная нагрузка меньше осевой), упорные (только под осевую нагрузку), комбинированные (радиальная и осевая нагрузки воспринимаются разными телами качения);

4.      по самоустанавливаемости – несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся;

Рис. 11.3. Серии диаметров и  ширин подшипников качения:  1) особо лёгкая; 2) лёгкая;  3) лёгкая широкая; 4) средняя;  5) средняя широкая; 6) тяжёлая.

5.      по габаритным размерам (серии диаметров и ширин, рис. 11.3) – особо лёгкая, лёгкая, лёгкая широкая, средняя, средняя широкая, тяжелая серии;

6.      по точности изготовления – для подшипников качения стандартом (ГОСТ 520-71) предусмотрены 5 классов точности (Р0, Р6, Р5, Р4, Р2); класс точности указывается перед номером подшипника, при этом буква «Р» может опускаться (Р4-205 или 4-205), а нулевой класс (подшипники общего назначения) может не указываться вообще;

7.     по конструктивным особенностям – с защитными шайбами, с упорным бортом на наружном кольце, с канавкой на наружном кольце, с составными кольцами и др.

Условные обозначения (маркировка, паспорт) подшипников качения (рис. 4) являются в основном цифровыми и наносятся на торцовые поверхности колец. Основное обозначение подшипника может включать от двух до семи цифр (нули на левой стороне обозначения, то есть в начале цифры, не проставляются).

Две последние цифры справа обозначают диаметр отверстия во внутреннем кольце (диаметр цапфы вала), делённый на 5, за исключением следующих четырёх размеров: диаметр отверстия 10 мм обозначается цифрами 00; 12 мм – 01; 15 мм – 02, и 17 мм – 03. Так, например, подшипник с диаметром отверстия внутреннего кольца 20 мм будет иметь две последние цифры обозначения 04, с диаметром 75 мм – 15, с диаметром 495 мм – 99 и т.д. Из этого следует, что для большей части подшипников диаметр отверстия внутреннего кольца изменяется с шагом 5 мм.

Третья цифра справа соответствует серии диаметров наружных колец (наружных диаметров подшипника): сверхлёгкая серия – 8 или 9; особолёгкая – 1; лёгкая – 2; средняя – 3; тяжёлая – 4.

Четвёртой цифрой справа обозначается тип подшипника: шариковый радиальный – 0; шариковый сферический – 1; роликовый радиальный – 2; роликовый сферический – 3; игольчатый – 4; роликовый с витыми роликами – 5; шариковый радиально-упорный – 6; роликовый радиально-упор­ный – 7; шариковый упорный – 8; роликовый упорный – 9.

Пятая и шестая цифры отведены для обозначения конструктивной разновидности подшипника.

Седьмой цифрой обозначается серия ширин (цифры от 0 до 9), лёгкой серии обычно соответствует 0 или 1.

Усталостное выкрашивание  отслаивание (шелушение) частичек металла с рабочих поверхностей и появление на них раковин является, в конечном итоге, следствием циклического нагружения контактных поверхностей тел качения и беговых дорожек колец.

Смятие (пластическая деформация) поверхности тел качения и беговых дорожек  на кольцах возникает вследствие чрезмерных статических нагрузок или при действии однократных ударных нагрузок. Характерный признак: для тел качения – нарушение геометрической формы; для колец  наличие на беговых дорожках местных углублений, по форме повторяющих поверхность тел качения (наиболее характерно для внутреннего кольца).

Разрушение тел качения или колец под воздействием чрезмерных ударных нагрузок, возникающих вследствие неправильного монтажа или нарушения правил эксплуатации (раскалывание тел качения или колец, скалывание бортов колец и т.п.).

Абразивное изнашивание происходит при попадании в подшипник частиц высокой твёрдости через нарушенные уплотнительные элементы.

Разрушение сепараторов происходит, как правило, из-за изнашива­ния их за счёт трения тел качения при недостаточной смазке, от воздействия тел качения на них при наличии центробежных сил большой величины (при больших скоростях вращения) и некоторых других причин.

Внешними признаками потери работоспособности подшипниками качения являются повышенный шум при работе механизма, перегрев подшипникового узла (увеличение потерь мощности в подшипниковом узле), излишние люфты, то есть потеря точности вращения валов. Внешними признакамиусталостного выкрашивания являются появление зеркальных частичек в смазочной жидкости, повышенная шумность в процессе работы механизма, чрезмерная вибрация валов при вращении.

Таким образом, в качестве основных критериев работоспособности подшипника качения следует считать износостойкость поверхностей качения,сопротивляемость пластическим деформациям и, в конечном итоге, долговечность подшипника.

Долговечность – количество миллионов оборотов (L) одного кольца подшипника относительно другого либо число моточасов работы (L_h) до появления усталостного разрушения.

Эквивалентная динамическая нагрузка  - постоянная однонаправленная нагрузка, при которой подшипник имеет такую же долговечность, как и в реальных условиях работы. Использование в расчётах эквивалентной нагрузки позволяет учесть не только характер и направление действующих сил, но и некоторые другие факторы, действующие на подшипниковый узел в реальных условиях его работы.

Вид смазывающего материала и способ его подачи к поверхностям трения зависит от условий работы подшипника (нагрузка, защищённость от действия неблагоприятных факторов внешней среды, возможность и периодичность обслуживания и т.п.) и скорости относительного движения подвижного и неподвижного колец подшипника, которую однозначно характеризует произведение внутреннего диаметра подшипника d_п на частоту вращения подвижного кольца n. В первом приближении характер смазки можно выбрать в соответствии с табл. 11.2.

Таблица 11.2. Назначение смазки и, выбор уплотнительных элементов  для разных условий работы подшипников

dпn, 106 ммоб/мин	Смазка	Уплотнение
 0,55	Консистентная	Сальник, лабиринт
 0,60	Жидкая погружением	Резиновая манжета, маслосгонная канавка
 0,75	Жидкая фитильная и капельная – 5…10 капель в час.
 1,70	Жидкая масляным туманом	Металлические кольца, полиамидная манжета, центробежное уплотнение
> 2,0	Жидкая струйная под углом 15-20 к оси подшипника, охлаждение потоком масла

В дельнейшем условия смазки подшипников согласуются с выбранной схемой смазывания агрегата, в котором эти подшипники установлены.

Представленный в настоящей лекции материал показывает, что обеспечить высокую надёжность подшипникового узла с подшипником качения возможно только при обязательном выполнении ряда условий. Качество таких узлов в значительной мере зависит, как от правильности конструкторского решения, так и от точности соблюдения технологического регламента изготовления и сборки подшипникового узла, а также и от соблюдения регламента эксплуатации и обслуживания. Следовательно, знания основных требований к узлам трения такого рода необходимы каждому участнику процесса жизнеобеспечения машин, начиная от конструктора и заканчивая эксплуатационником.

Вопрос №25

Большинство машин компонуется из механизмов, каждый из которых выполнен в виде агрегата, обеспечивающего возможность полной взаимозаменяемости. Кроме того, при передаче движения от двигателя к исполнительному механизму возникает необходимость включать и выключать работу исполнительного механизма, не прекращая работу двигателя. Эти задачи и ряд других решаются посредством применения муфт.

Муфта (от немецкого die Muffe) – устройство для соединения валов, тяг, труб, канатов, кабелей. Следует различать муфты соединительные и муфты приводов машин. Именно последние рассматриваются в курсе деталей машин. Поэтому далее понятием муфта объединяются устройства, предназначенные для передачи вращательного движения между валами или между валом и свободно сидящей на нём деталью (шкивом, звёздочкой, зубчатым колесом и т.п.) без изменения параметров движения. Современное машиностроение располагает большим арсеналом муфт, различающихся по функциональному назначению, принципу действия и конструктивному исполнению.

Назначение муфт:

компенсация неточности сопряжения соединяемых концов валов;

смягчение крутильных ударов и гашение колебаний;

предохранение механизмов от разрушения при действии нештатных нагрузок;

периодическое сцепление и расцепление валов в процессе движения или во время остановки;

передача однонаправленного движения или предотвращение передачи обратного движения от ведомого вала к ведущему;

ограничение параметров передаваемого движения – скорости (частоты вращения ведомого вала) или крутящего момента.

Классификация муфт:

по виду энергии, участвующей в передаче движения – механические, гидравлические, электромагнитные;

по постоянству сцепления соединяемых валов – муфты постоянного соединения (неуправляемые), муфты сцепные, управляемые (соединение и разъединение валов по команде оператора), и автоматические (либо соединение, либо разъединение автоматическое по достижении управляю­щим параметром заданного значения);

по способности демпфирования динамических нагрузок  жёсткие, не способные снижать динамические нагрузки и гасить крутильные колебания, и упругие, сглаживающие вибрации, толчки и удары благодаря наличию упругих элементов и элементов, поглощающих энергию колебаний;

по степени связи валов  неподвижная (глухая), подвижная (компенсирующая), сцепная, свободного хода, предохранительная;

по принципу действия  втулочная, продольно-разъёмная, поперечно-разъёмная, компенсирующая, шарнирная, упругая, фрикционная, кулачковая, зубчатая, с разрушаемым элементом (срезная), с зацеплением (кулачковые и шариковые);

по конструктивным признакам  поперечно-компенсирующая, продольно-компенсирующая, универсально-компенсирующая, шарнирная, упругая (постоянной и переменной жёсткости), конусная, цилиндрическая, дисковая, фрикционная свободного хода, храповая свободного хода.

Муфты глухие. Образуют жесткое и неподвижное соединение валов. Они не компенсируют ошибки изготовления и монтажа, требуют точной центровки валов. Применяются обычно глухие муфты для тихоходных валов.

Втулочная муфта – самая простая из глухих муфт. Она состоит из соединительной втулки со штифтами или шпонками . Основное их достоинство – простота конструкции. Применяют их при относительно небольших нагрузках на валах диаметрами до 60…70 мм

Вопрос №26

Нормальная работа машины возможна только в том случае, когда детали, её составляющие, связаны между собой и взаимодействуют заданным образом. При этом часть таких деталей имеют относительную взаимную подвижность, эта подвижность обусловлена, как правило, кинематической схемой узлов и механизмов. Другие детали соединены так, что сохраняют в процессе работы машины постоянное и неизменное положение относительно друг друга. Неподвижные связи между деталями обусловлены необходимостью расчленения машины для удобства изготовления, сборки, транспортировки, ремонта и т.п. Неподвижные связи между элементами машин называют соединениями.

Соединение деталей – конструктивное обеспечение их контакта с целью кинематического и силового взаимодействия либо для образования из них частей (деталей, сборочных единиц) механизмов, машин и приборов.

Соединения являются важными элементами всех машин и механизмов. Во многих случаях именно выход из строя соединений является причиной аварий при работе машин. В арсенале конструктора имеется значительное количество различных видов соединений, которые могут быть классифицированы по разным признакам.

Классификация соединений:

1.        по возможности разборки без разрушения соединяемых деталей – разъёмные и неразъёмные соединения;

2.   по возможности относительного взаимного перемещения соединяемых деталей – подвижные и неподвижные соединения;

3.        по форме сопрягаемых (контактных) поверхностей – плоское, цилиндрическое, коническое, сферическое, винтовое, профильное соединения;

4.        по технологическому методу образования – сварное, паяное, клеёное (клеевое), клёпаное, прессовое, резьбовое, шпоночное, шлицевое, штифтовое, клиновое, профильное соединения.

Вопрос №27

При создании и обслуживании современной техники невозможно обойтись только неразъёмными соединениями. Необходимость разборки механизмов при ремонте и обслуживании (замена масла, контроль износа и пр.) обусловливает применение таких неподвижных соединений, которые могли бы нормально выполнять заданные функции после неоднократной разборки и сборки. Одной из разновидностей таких соединений являются резьбовые соединения.

Резьбовые соединения – это разборные соединения с применением резьбовых крепёжных деталей (винтов, болтов, шпилек, гаек) или резьбовых элементов, выполненных непосредственно на соединяемых деталях.

Основным признаком резьбового соединения является наличие резьбы хотя бы на некоторых из деталей, входящих в соединение. Резьбой называют совокупность чередующихся выступов и впадин определённого профиля, расположенных по винтовой линии на поверхности тела вращения (обычно цилиндра или конуса).

Достоинства резьбовых соединений:

1.     возможность создания больших осевых нагрузок при относительно низких усилиях на инструменте (ключе);

2.     возможность фиксации в затянутом состоянии вследствие эффекта самоторможения;

3.     удобство сборки и разборки с применением стандартного набора инструментов (ключи, отвёртки);

4.     простота конструкции и возможность точного изготовления;

5.     наличие широкой номенклатуры стандартных изделий (винты, бол­ты гайки);

6.     низкая стоимость крепёжных изделий благодаря массовости и вы­сокой степени автоматизации производства;

7.     малые габариты в сравнении с соединяемыми деталями.

Недостатки резьбовых соединений:

1.     высокая концентрация напряжения в дне резьбовой канавки вследствие малых радиусов скругления;

2.     значительные энергопотери в подвижных резьбовых соединениях (низкий коэффициент полезного действия);

3.     большая неравномерность распределения нагрузки по виткам резьбы (первый виток воспринимает, как правило, до 55% приложенной к соединению осевой нагрузки);

4.     склонность к самоотвинчнванию при воздействии знакопеременных осевых нагрузок;

5.     ослабление соединения и быстрый износ резьбы при частых разборках и сборках.

Классификация резьб:

5.       по эксплуатационному назначению – крепёжная, крепёжно-уплотняющая, ходовая (для преобразования движения), специальная (например, ниппельная);

6.       по форме поверхности, несущей резьбу – цилиндрическая и коническая;

Рис. 13.2. различные профили резьб: а – треугольный; б – трапециедальный; в – упорный; г  прямоугольный; д  круглый.

7.       по форме профиля резьбы в поперечном сечении нарезки (рис. 13.2)  треугольная, трапецеидальная, упорная, прямоугольная, круглая;

8.       по расположению – наружная и внутренняя;

9.       по величине шага нарезки  нормальная (с крупным шагом нарезки) и мелкая (с уменьшенным шагом нарезки);

10.  по направлению нарезки  правая (применяется чаще) и левая;

11.  по числу заходов (по количеству параллельных гребешков движущихся вдоль одной и той же винтовой линии) – одно-, двух-, трёх-, и т.д., многозаходная;

12.  по исходной метрической системе – метрическая и дюймовая.

Наиболее распространены во всех областях хозяйства крепёжные цилиндрические правые резьбы с треугольным профилем нарезки и нормальным шагом.

+ ----В большинстве стран, пользующихся метрической системой мер, применяется метрическая резьба с углом профиля 60

 Профиль дюймовой резьбы в диаметральном сечении имеет вид равнобедренного треугольника с углом при вершине  = 55. Вместо шага для этой резьбы задаётся число витков резьбы в одном дюйме (1 дюйм = 25,4 мм) длины нарезки (количество ниток на дюйм).

+ --- Трубная резьба относится к прочно-плотным резьбам. Профиль трубной резьбы – равнобедренный треугольник с углом при вершине  = 55 и скруглёнными вершинами и впадинами (рис. 13.4). Трубная резьба относится к дюймовым резьбам и обозначается в дюймах по условному диаметру внутреннего прохода трубы (D_у = 1/4''; 1/2''; 3/4''; 1''; и т.д.). Шаг трубной резьбы обозначается числом витков (ниток резьбы) на один дюйм. С целью максимального сохранения толщины стенок трубы трубная резьба выполняется «мелкой», то есть с уменьшенными шагами.

+ --- Коническая дюймовая резьба (угол профиля 60, конусность 1:16) обеспечивает герметичное соединение без применения дополнительных уплотняющих материалов при более равномерном в сравнении с другими резьбами распределении нагрузки по виткам, позволяет компенсировать износ нарезки за счёт затяжки при завинчивании.

Для подвижных соединений предназначены:трапецеидальная, упорная и прямоугольная резьбы.

Трапецеидальная резьба (рис. 13.5) стандартизована и имеет угол профиля нарезки 30. Резьба широко используется для подвижных соединений, работающих в обе стороны под одинаковой нагрузкой.

Рис. 13.6. Профиль нарезки  упорной резьбы.

Упорная резьба (рис. 13.6) также стандартизована, а её нарезка имеет несимметричный профиль: угол наклона упорной поверхности в диаметральном сечении составляет 3, а свободной, не воспринимающей рабочую нагрузку – 30. Этот вид резьбы предназначен для тяжело нагруженных ходовых винтов, работающих преимущественно при односторонней нагрузке.

Рис. 13.7. Профиль нарезки  прямоугольной резьбы.

Прямоугольная резьба (рис. 13.7) в сечении имеет форму прямоугольника. Эта резьба не стандартизована, легко изготавливается на токарно-винто­резных станках, но неудобна для массового производства. Углы во впадинах являются сильными концентраторами напряжений, что резко снижает усталостную прочность винта. По этой причине резьба применяется ограниченно в малонагруженных передачах.

Рис. 13.8. Профиль нарезки  круглой резьбы.

Круглая резьба (рис. 13.8) имеет профиль, состоящий из дуг окружности, соединённых короткими прямолинейными отрезками, угол между которыми составляет 30. Винты с такой резьбой обладают высокой усталостной прочностью. Кроме того, данная резьба высокотехнологична при изготовлении без снятия стружки (отливка, прессование, накатка, выдавливание из тонкого листа). Резьба стандартизована.

Основными геометрическими параметрами метрической цилинд­рической резьбы являются:

        d  номинальный диаметр резьбы (наружный диаметр болта или винта), этот диаметр входит в обозначение резьбы и во всех документах указывается в миллиметрах, например, М5, М8, М24 (буква М указывает, что резьба метрическая);

        d₁ – внутренний диаметр резьбы гайки – диаметр цилиндра, касающегося вершин гребней резьбы в гайке;

        d₃  внутренний диаметр резьбы винта – диаметр цилиндра, касающегося дна впадин между гребнями резьбы;

        d₂  средний диаметр резьбы – диаметр цилиндра, на котором толщина выступов резьбы равна ширине впадин между ними;

        p  шаг резьбы – расстояние между одноимёнными точками двух соседних гребней резьбы;

        p_h  ход резьбы – расстояние между одноимёнными точками двух соседних гребней резьбы, принадлежащих одному гребню нарезки;

          угол профиля резьбы;

          угол подъёма резьбы  угол подъёма винтовой линии, по которой нарезается резьба

Известно множество приёмов борьбы с самоотвинчиванием резьбовых соединений. Применение любого из таких приёмов и называют стопорением резьбового соединения. Все способы стопорения можно разделить на 3 категории:

1.      создание повышенных сил трения в резьбе между винтом и гайкой (пружинные шайбы, гайки с контргайками, предварительно обжатые гайки, гайки с пластмассовой вставкой, свинчивание на краску или клей и т.п.);

Рис. 13.11. Некоторые способы стопорения резьбовых соединений: а)установкой пружинной шайбы; б) пружинная шайба в свободном состоянии; в) коронная гайка со шплинтом; г) отгибная шайба с усом;д) обвязка болтов проволокой; е) раклёпывание выступающего конца болта; ж) кернение в резьбу; з) прихватка сваркой в резьбу.

2.      жёсткая взаимная фиксация свинченных деталей друг относительно друга (шплинты и корончатые гайки, обвязка проволокой, отгибные шайбы с усиками, пружинные кольца с усом, кернение в резьбу, обварка в резьбу и т.п.);

3.      фиксация резьбовых деталей относительно скрепляемых деталей (отгибные шайбы на корпус, закрепление головки болта в канавке корпуса или фланца, прихватка к корпусу или фланцу сваркой и т.п.).

Для изготовления крепёжных резьбовых деталей используются самые различные материалы, чаще всего цветные (алюминий, медь, титан и их сплавы) и чёрные металлы (углеродистые и легированные стали). Тем не менее, основная масса потребляемых промышленностью резьбовых изделий изготавливается из сталей. При этом крепёж, изготовленный из разных сталей, может иметь одинаковые прочностные характеристики, а детали, изготовленные из одной и той же стали, но получившие разную термообработку, могут значительно различаться по своим прочностным характеристикам. Отсюда следует, что при заказе стандартных резьбовых деталей недостаточно указать материал, из которого они должны быть изготовлены, но ещё необходимо показать требуемые прочностные характеристики материала заказываемых деталей. Обозначение прочностных характеристик крепёжных резьбовых деталей стандартизовано и представлено 12-ю классами прочности. Оно состоит из двух цифр, разделённых точкой (в некоторых документах точка не ставится): первая цифра представляет предел прочности материала, выраженный в МПа и поделённый на 100; вторая цифра (стоящая после точки) равна отношению предела текучести материала к его пределу прочности умноженному на 10. В стандарте представлены следующие классы прочности: 3.6; 4.6; 4.8; 5.6; 5.8; 6.6; 6.8; 6.9; 8.8; 10.9; 12.9; 14.9. Учитывая изложенное, обозначение, например, стандартного болта в спецификации к сборочному чертежу будет выглядеть следующим образом: Болт М10-6g100.58.ГОСТ 7798-70. Если при этом от материала требуются особые свойства, то в обозначение дополнительно вводится и марка стали, например, при требовании повышенной кислотостойкости болта представленное обозначение будет таким: Болт М10-6g100.58-4Х13. ГОСТ 7798-70.

Вопрос №28

Шпоночные соединения – это разборные подвижные или неподвижные соединения двух деталей, с применением специальных закладных деталей шпонок.

Шпоночное соединение применяется, как правило, для подвижного или неподвижного соединения двух деталей (вала и ступицы) с целью предотвращения их относительного проворота при передаче крутящего момента. Иногда шпоночное соединение применяется для предотвращения относительного сдвига соединяемых плоских деталей, например, при защите стягивающих болтов от воздействия перерезывающей нагрузки. Плоские соединения в данной лекции не рассматриваются, поэтому в дальнейшем под понятием шпоночное соединение имеются в виду только соединения типа вал-ступица.

Классификация шпоночных соединений:

1)      по степени подвижности:

1.1)    подвижное 

1.1.1)          с направляющей шпонкой;

1.1.2)          со скользящей шпонкой;

2.2)    неподвижное;

2)      по усилиям, действующим в соединении:

2.1)    напряжённые, такие, в которых напряжения создаются при сборке и существуют независимо от наличия рабочей нагрузки, все напряжённые соединения являются неподвижными;

2.2)    ненапряжённые, в которых напряжения возникают только при воздействии рабочей нагрузки;

3)      по виду применяемых шпонок:

3.1)    с призматической шпонкой, могут быть либо неподвижными, либо подвижными, скользящая и направляющая шпонки в подвижном соединении являются призматическими;

3.2)    с сегментной шпонкой;

3.3)    с цилиндрической шпонкой;

3.4)    с клиновой шпонкой, соединение напряжённое;

3.5)    с тангенциальной шпонкой, соединение напряжённое;

Достоинства шпоночных соединений:

1.      простота и надёжность конструкции;

2.      лёгкость сборки и разборки;

3.      простота изготовления и низкая стоимость.

Недостатки шпоночных соединений:

1.      ослабление сечений вала и ступицы шпоночным пазом;

2.      высокая концентрация напряжений в углах шпоночного паза;

3.      для большинства соединений децентровка (смещение оси ступицы относительно оси вала) на половину диаметрального зазора.

Для закладки шпонок соединяемые детали, вал и ступица должны иметь шпоночные канавки. Шпоночные канавки выполняются: на валу под сегментную шпонку дисковой шпоночной фрезой, под остальные виды шпонок, кроме цилиндрической, либо дисковой, либо концевой (торцовой, пальцевой) шпоночными фрезами;

Рис. 14.1. Неподвижное соединение  призматической шпонкой.

В производстве машин наиболее широкое применение находят призматические шпонки. Призматические шпонки применяются трёх видов: закладные (рис. 14.1), направляющие (рис. 14.2, а) и скользящие (рис. 14.2, б). По форме исполнения торцов призматические шпонки бывают с двумя закруглёнными торцами (рис. 14.1; 14.2), с одним закруглённым и другим прямым торцами и с двумя прямыми торцами.

Закладные шпонки применяются в неподвижных соединениях (ступица неподвижна относительно вала; рис. 14.1), направляющие и скользящие шпонки – в подвижных. Направляющая шпонка (рис. 14.2, а) крепится в пазу вала, а вращающаяся вместе с валом и имеющая возможность скольжения вдоль его продольной оси ступица при движении скользит стенками своего паза по закреплённой на валу шпонке. Скользящая шпонка (рис. 14.2, б) закрепляется неподвижно в пазу ступицы и при дви­жении последней скользит в пазу вала.

Рис. 14.2. Подвижные соединения призматической шпонкой: а) направляющая шпонка; б) скользящая шпонка.

Поперечные размеры призматических шпонок стандартизованы для различных диаметров валов. В поперечном сечении призматические шпонки имеют форму прямоугольника с отношением высоты к ширине h/b = 1:1…1:2. В зависимости от диаметра вала ширина шпонки (в номинальном значении равная ширине пазов вала и ступицы) b  (0,2…0,3)d, где d - диаметр вала, причём, чем больше диаметр вала, тем меньше отношение b/d. Глубина шпоночного паза на валу обычно составляетt₁=0,6h, а глубина паза ступицы  t₂=0,5h, таким образом, радиальный зазор между дном паза ступицы и верхней гранью шпонки с=0,1h. Шпонка в паз вала устанавливается в большинстве случаев по более плотной посадке по сравнению с пазом ступицы.

Одним из главных недостатков призматических шпонок является необходимость их индивидуальной подгонки к размерам пазов вала и ступицы, то есть трудность обеспечения взаимозаменяемости, что ограничивает их применение в крупносерийном производстве.

В качестве другого недостатка следует назвать способность призматической шпонки к опрокидыванию в процессе износа и смятия боковых рабочих поверхностей, так как силы, действующие на шпонку, образуют моментную пару, а по высоте шпонки в пазу всегда имеется некоторый зазор.

Проверка призматических шпонок на смятие выполняется по формуле

;                             (14.1)

где T – передаваемый соединением крутящий момент; d – диаметр вала; l_р – рабочая длина шпонки (без учета длины закруглённых торцов); h – высота шпонки; t₁ – величина заглубления шпонки в паз вала.

Вопрос №29

Шлицевое (зубчатое, пазовое) соединение – подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, имеющих равномерно расположенные пазы и выступы (выступы одной детали входят в пазы другой).

Рис. 14.7. Шлицевое соединение: а) прямобочными шлицами; б)эвольвентными шлицами; в) треугольными шлицами; 1 – вал, 2 – ступица.

Шлицевое соединение (рис. 14.7) конструктивно включает всего две детали: вал, несущий на своей цилиндрической поверхности продольные выступы определённой формы – шлицы, и ступицу, в отверстии которой выполнены продольные пазы, соответствующие по конфигурации шлицам вала.

В шлицевых соединениях используются шлицы трёх разновидностей поперечного сечения: прямобочные (рис. 14.7, а), эвольвентные (рис. 14.7, б) итреугольные(рис. 14.7, в). Прямобочные шлицы в поперечном сечении имеют боковые стенки в виде прямой линии, боковая поверхность эвольвентных шлицов в поперечном сечении образует эвольвенту, а треугольные шлицы в поперечном сечении имеют форму треугольника со срезанной вершиной.

По направлению продольной оси шлицы бывают: прямолинейные, продольная ось которых направлена вдоль образующей несущего цилиндра, и винтовые, имеющие продольную ось, направленную по винтовой линии под некоторым углом к образующей несущего цилиндра.

Шлицевые соединения находят самое широкое применение, как в общемашиностроительных конструкциях (станки, транспортные и транс­портирующие машины, грузоподъёмные устройства и т.п.), так и в машинах армейского применения (военные автомобили, гусеничные и колёсные мно­гоцелевые и специальные машины, летательные машины и т.п.). Широкое применение шлицевых соединений обусловлено их преимуществами перед шпоночным.

Преимущества шлицевого соединения:

1.     высокая нагрузочная способность;

2.     меньшая концентрация напряжений в материале вала и ступицы;

3.     лучшее центрирование соединяемых деталей и более точное на­правление при осевых перемещениях;

4.     высокая надёжность при динамических и реверсивных нагрузках;

5.     минимальное число деталей, участвующих в соединении.

Недостатком шлицевого соединения является относительно высокая стоимость и трудоёмкость изготовления.

Шлицевые валы изготавливаются в массовом производстве по технологии, аналогичной технологии изготовления зубчатых колёс (метод обкатки, способ – нарезание посредством червячных фрез), в штучном и мелкосерийном производстве используется метод копирования (требует наличия специального инструмента), а в случае отсутствия специнструмента валы изготавливаются методом фрезерования на универсальных фрезерных станках. Возможно также изготовление таких валов на обрабатывающих центрах с числовым программным управлением.

Шлицевые пазы в отверстиях ступиц при массовом производстве изготавливаются методом протягивания (инструмент – протяжка) или долблением специальными долбяками. В штучном производстве изготовление ведётся только долблением.

Рис. 14.8. Типы и центрирование зубчатых соединений: прямобочные  а) по боковым поверхностям b; б) по наружному диаметру D; в) по внутреннему диаметру d;  эвольвентные – г) по боковым поверхностям; д) по наружному диаметру;  треугольные  е) центрируются только по боковым поверхностям.

Центрирование вала и ступицы в шлицевых соединениях может выполняться тремя способами:

1.     по боковым поверхностям шлицов;

2. по внешнему (наружному) диаметру (диаметру вершин шлицов);

3. по внутреннему диаметру (по дну впадин между шлицами).

В прямобочных шлицевых соединениях используют любой из трёх названных способов центрирования (рис. 14.8, а, б, в), в эвольвентных – только два, по боковым поверхностям или по наружному диаметру (рис. 14.8, г, д), в соединениях с треугольными шлицами применим только способ центрирования по боковым поверхностям (рис. 14.8, е).

Расчёт шлицевых соединений. Основными критериями работоспособности шлицевых соединений является сопротивление боковых поверхностей зубьев изнашиванию и смятию. Неподвижные шлицевые соединения рассчитывают только на смятие (при отсутствии осевых и опрокидывающих нагрузок).

Расчёт на смятие производится по формуле:

;                                       (14.7)

где _см и []_см – действующие и допускаемые напряжения для детали, изготовленной из наиболее слабого материала; T момент, передаваемый соединением; d_ср – средний диаметр соединения; z – число зубьев в соединении; h и l – высота и длина контактной поверхности зубьев;  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения давления по длине контактной поверхности зуба (0,7    0,8).

Высота контактной поверхности зуба h и средний диаметр соединения d_ср для разных типов соединений составляют:

для соединений с прямобочными шлицами

,           ;                                    

где f – величина фаски зуба;

для соединений с эвольвентными шлицами

,               ;                             

для соединений с треугольными шлицами

,                      .                                      

Допускаемые напряжения для подвижных шлицевых соединений стальных деталей принимаются:

при лёгких условиях работы	;
при тяжёлых условиях работы	.

Вопрос № 30

Штифт представляет собой стержень с цилиндрической или конической рабочей поверхностью и служит для фиксации деталей - относительно друг друга в определенном положении. По форме рабочей поверхности штифты делятся на две группы: цилиндрические и конические. Штифты могут быть простой формы, например, штифты цилиндрические по

 

ГОСТ

3128-70

И конические по

 

ГОСТ

3129-70

Также сложной формы: цилиндрические с внутренней резьбой незакалённые по

 

ГОСТ

 

9464-79;

Заклепочные по

 

ГОСТ

 10774-80;

Пружинные по

 

ГОСТ

 14229–78;

Насеченные по

 

ГОСТ

 12850-80;

Конические с внутренней  резьбой незакалённые по

 

ГОСТ

 

9464-79,

 

 разводные

 

ГОСТ

 19119–80,

С резьбой цапфой

С наружной резьбой

по

 

ГОСТ

9465-79.

Вопрос № 31

Заклёпочным (клёпаным) называют неразъёмное неподвижное соединение, образованное с применением специальных закладных деталей заклёпок, выполненных из высокопластичного материала. Таким образом, заклёпочное соединение (Рис. 12.1) включает, по меньшей мере, 3 элемента (рис. 12.1, а): две соединяемых детали 1 и 2 и заклёпку 3, которая помещена в соосные отверстия, выполненные в соединяемых деталях. После сформирования соединения заклёпка, удерживающая во взаимном контакте соединяемые детали, имеет следующие 3 части (рис. 12.1, б): тело заклёпки или стержень 4 и две головки – закладную 5, изготавливаемую до формирования соединения, и замыкающую 6, создаваемую в момент образования заклёпочного соединения. Ряд заклёпок, соединяющих кромки двух или нескольких деталей, принято называть заклёпочным швом.

Рис. 12.1. Заклёпочное соединение: а – в процессе сборки; б – в собранном виде

До появления современных видов сварки заклёпочные соединения были распространены особенно широко, однако и в настоящее время этот вид соединения достаточно активно используется в некоторых областях техники, например, в авиации, водном транспорте, приборостроении. Они применяются для соединения листовых, профильных (уголок, швеллер, двутавр и т.п.) и штампованных деталей, работающих в условиях переменных, вибра­ционных и ударных нагрузок. Особенно широко употребляются заклёпки для соединения разнородных или нагортованных (подвергнутых холодной деформации) материалов (сталь – алюминиевые сплавы; холоднокатаный лист; соединение металла с неметаллом).

Достоинства заклёпочных соединений:

1.       простота конструкции и технологического исполнения;

2.       возможность соединения разнородных и нагортованных материалов;

3.       пригодность для неразрушающего контроля;

4.       высокая стабильность;

5.       высокая стойкость при действии ударных и вибрационных нагрузок.

Недостатки заклёпочных соединений:

1.       высокий расход металла на образование соединения;

2.       высокая трудоёмкость, а значит, и стоимость соединения;

3.       ослабление прочности соединяемых деталей отверстиями под заклёпки;

4.       нарушение плотности швов в процессе эксплуатациии.

Большое разнообразие областей применения заклёпочных соединений порождает и большое число их разновидностей.

Классификация заклёпочных соединений:

1)      по функциональному назначению – прочные, предназначенные только для передачи нагрузки; плотные, обеспечивающие герметичное разделение сред, ипрочно-плотные, способные выполнять обе названные функции;

2)      по конструктивным признакам шва – нахлёсточное соединение (рис. 12.2, а); стыковое соединение, которое в свою очередь может быть выполнено с одной (рис. 12.2, б) либо с двумя (рис. 12.2, в) накладками;

Рис. 12.2. Основные типы заклёпочных швов: а –нахлёсточный;  б – стыковой с одной накладкой;  в – стыковой с двумя накладками.

3)      по числу поверхностей среза, приходящихся на одну заклёпку под действием рабочей нагрузки – односрезные;двухсрезные; и т.д.; многосрезные;

4)      по количеству заклёпочных рядов в шве – однорядные; двухрядные; и т.д.; многорядные.

Рис. 12.3. Некоторые виды заклёпок (пояснения в тексте)

Рис. 12.4. Параметры заклёпочного соединения

Разнообразие заклёпочных соединений порождает соответственно большое число разновидностей самих заклёпок. По форме закладных головок заклёпки бывают: с полукруглой(полусферической, рис. 12.3, а), потайной, (рис. 12.3, б), полупотайной (рис. 12.3, в), цилиндрической(рис. 12.3, г) и др. головками. А по форме стержня (тела) заклёпки могут быть сплошными(полнотельными, рис. 12.3, а…в); пустотелыми (со сквозным центральным отверстием, рис. 12.3, д);полупустотелыми (часть стержня сплошная, а часть пустотелая – с отверстием, рис. 12.3, г). Большая часть типоразмеров заклёпок стандартизована. Обозначение заклёпки в конструкторской документации обычно включает номер стандарта, диаметр стержня и длину тела заклёпки, выбираемую из ряда нормальных линейных размеров с учётом запаса длины на формирование замыкающей головки.

Вопрос № 32

Сварные соединения – неразъёмные соединения, образованные посредством установления между деталями межатомных связей, при помощи расплавления соединяемых кромок, их пластического деформирования или совместным действием того и другого.

Сварные соединения нашли самое широкое применение в промышленности и, в частности, при производстве транспортной и военной техники. Без применения сварки в настоящее время не выпускается практически ни одна машина. Многие автомобили имеют сварные рамы, корпус заднего моста, диски колёс, кузова. В военной технике сварными изготавливаются бронекорпуса боевых машин (танки, БМП, БТР), башни, опорные плиты миномётов, орудийные лафеты и многое другое.

Широкому распространению сварных соединений способствовало наличие у них большого числа преимуществ перед клёпаными соединениями.

Достоинства сварных соединений:

1.        высокая технологичность сварки, обусловливающая низкую стоимость сварного соединения;

2.        снижение массы сварных деталей по сравнению с литыми и клёпаными на 25…30%;

3.        возможность получения сварного шва, равнопрочного основному металлу (при правильном конструировании и изготовлении);

4.        возможность получения деталей сложной формы из простых заготовок;

5.        возможность получения герметичных соединений;

6.        высокая ремонтопригодность сварных изделий.

Недостатки сварных соединений:

1.        коробление (самопроизвольная деформация) изделий в процессе сварки и при старении;

2.        возможность создания в процессе сварки сильных концентраторов напряжений;

3.        сложность контроля качества сварных соединений без их разрушения;

4.        сложность обеспечения высокой надежности при действии ударных и циклических, в том числе и вибрационных, нагрузок.

По способу образования сварного шва сварные соединения можно разделить на образованные с расплавлением соединяемых кромок (сварка плавлением) и без расплавления кромок соединяемых деталей. Из наиболее распространённых способов к сварке плавлением относятся соединения, выполненные электродуговой сваркой с различными её модификациями (ручная дуговая плавящимся и неплавящимся электродом, сварка под слоем флюса, сварка в среде защитных газов и пр.), газовой сваркой (при нагреве свариваемых кромок теплом газового пламени), электрошлаковой сваркой, сваркой лазерным лучом, электронным пучком и некоторые другие виды сварных соединений.

В настоящее время основная масса сварных соединений, выполненных электродуговой сваркой стандартизованы. По взаимному расположению частей сварного соединения последние можно разделить на 5 основных типов: стыковое (рис. 12.6, а),угловое (рис.12.6, б), тавровое (рис. 12.6, в), нахлёсточное (рис. 12.6, г) и торцовое (рис. 12.6, д).

Металл, затвердевший после расплавления и соединяющий сваренные детали соединения, называют сварочным швом.Формирование сварочного шва сопровождается частичным оплавлением поверхностей деталей, участвующих в образовании сварного соединения. Поверхности свариваемых деталей, подвергающиеся частичному оплавлению при формировании свар­чного шва и участвующие в образовании соединения, называются свариваемыми кромками.

По аналогии с заклёпочными швами сварные швы по функциональному назначению делят на прочные, от которых не требуется обеспечение герметичности, плотные, главное требование к которым герметичность, и прочноплотные, у которых требование прочности сочетается с требованием герметичности разделяемых пространств.

По форме поперечного сечения сварные швы делятся на стыковые (рис. 12.7, I) и угловые (рис. 12.7, II). Кроме того, поперечное сечение шва зависит от формы подготовки кромок под сварку.

Вопрос № 33

Паяные соединения - это соединения, образованные за счет химического или физического (адгезия, растворение, образование эвтектик) взаимодействия расплавляемого материала - припоя с соединяемыми кромками деталей. Применение расплавляемого припоя обусловливает нагревание соединяемых деталей. Тем не менее, существенным отличием пайки является отсутствие оплавления соединяемых поверхностей.

Рис. 12.9. Некоторые типы паяных соединений: а) встык;  б)  встык с накладкой; в)  в косой стык; г)  внахлёстку;  д)  втавр; е)  телескопическое; ж)  сотовая конструкция.

Паяные соединения широко применяются в транспортном машиностроении (паяные радиаторы охлаждающих систем), в приборостроении и электронике (монтаж печатных плат и навесных элементов), а также в некоторых других отраслях производства. Некоторые типы паяных соединений представлены на рис. 12.9.

Достоинства паяных соединений:

1.     возможность соединения разнородных материалов;

2.     возможность соединения тонкостенных деталей;

3.     возможность получения соединения в труднодоступных местах;

4.     коррозионная стойкость;

5.     малая концентрация напряжений вследствие пластичности припоя;

6.     герметичность паяного шва.

Недостатки паяных соединений:

1.     пониженная прочность шва в сравнении с основным металлом;

2.     требования высокой точности обработки поверхностей, сборки и фиксации деталей под пайку.

В качестве припоев для пайки соединений чаще всего применяются различные металлы и некоторые сплавы, температура плавления которых существенно ниже, температуры плавления материала соединяемых деталей.

Клеевые соединения образуются посредством адгезионных сил, возникающих при затвердевании или полимеризации клеевого слоя, наносимого на соединяемые поверхности. Отличие клеевого соединения от паяного заключается в том, что клеи не являются металлами, в то время как припои – это либо металлы, либо их сплавы. В зависимости от состава и свойств клеев их полемирезация может происходить как при комнатной температуре, так и при нагревании.

Все клеи можно разделить на конструкционные - такие которые способны выдерживать после затвердевания нагрузку на отрыв и сдвиг, и неконструкционные  соединения с применением которых не способны длительное время выдерживать нагрузки.

Большинство клеев требует выдержки клеевого соединения под нагрузкой до образования схватывания и последующей досушки в свободном состоянии. Некоторые клеи требуют нагрева для выпаривания растворителя и последующей полимеризации. Клеевые соединения часто применяют в качестве контровочных для резьбовых соединений. Как правило, клеевые соединения лучше работают на сдвиг, чем на отрыв.

Расчет паянных и клеевых соединений ведется на сдвиг или на отрыв - в зависимости от их конструкции.

В заключение следует отметить, что перечень неподвижных соединений, используемых в промышленности, далеко не ограничивается представленными в настоящей лекции. Кроме того, техническая мысль не стоит на месте, а, следовательно, постоянно появляются новые методы соединения деталей, а значит, и новые виды соединений.