- •Конспект лекцій лекція 1 - 3 Вступ
- •Основні положення про проектування та конструювання машин
- •Основні етапи створення технічних об'єктів
- •Види виробів та їхні характеристики
- •Види і комплектність конструкторських документів
- •Загальні вимоги до машин та їхніх елементів
- •Розрахунки при проектуванні і конструюванні
- •Навантаження елементів машин Загальні відомості про навантаження
- •Розподіл навантаження в часі та типові режими навантаження елементів машин
- •Шляхи зменшення навантаження елементів машин
- •Основні механічні характеристики матеріалів
- •Лекція 4 механічні передачі загальні відомості та параметри для розрахунку механічних передач
- •1. Призначення механічних передач та їхня класифікація.
- •2. Основні співвідношення для кінематичних параметрів і параметрів навантаження механічних передач
- •Розрахунки деталей машин на міцність Оцінка міцності деталей при простих деформаціях
- •Зміна напружень у часі
- •Визначення граничних напружень
- •Допустимі напруження і коефіцієнти запасу міцності
- •Лекція 5 -7 пасові передачі
- •Загальні відомості та класифікація пасових передач
- •Елементи пасових передач
- •Пружне ковзання паса та кінематика пасової передачі
- •Сили та напруження у вітках пасової передачі
- •Розрахунок пасових передач на тягову здатність і довговічність
- •Зубчасто–пасові передачі
- •Лекція 8 ланцюгові передачі Загальні відомості та класифікація ланцюгових передач
- •Деталі ланцюгових передач
- •Пристрої для регулювання натягу ланцюга.
- •Основні розрахункові параметри ланцюгових передач
- •Критерії роботоздатності та розрахунок ланцюгових передач
- •Лекція 9 -15 загальні відомості про зубчасті передачі
- •Основні параметри евольвентного зачеплення
- •Початковий контур зубчастих коліс
- •Коригування зубців циліндричних зубчастих передач
- •Ковзання і тертя у зачепленні зубців
- •Конструкції зубчастих коліс та їхнє виготовлення
- •Точність зубчастих передач
- •Матеріали і термообробка зубчастих коліс
- •Види руйнування зубців та критерії розрахунку на міцність зубчастих передач
- •Допустимі напруження у розрахунках зубчастих передач
- •Циліндричні зубчасті передачі
- •Радіуси кривини профілів зубців та приведена їхня кривина.
- •Навантаження на зубці циліндричних зубчастих передач
- •Розрахунок активних поверхонь зубців на контактні втому і міцність.
- •Розрахунок зубців на втому і міцність при згині
- •Проектний розрахунок циліндричних зубчастих передач та особливості розрахунку відкритих зубчастих передач
- •Конічні зубчасті передачі
- •Навантаження на зубці конічної зубчастої передачі
- •Розрахунок зубців конічних зубчастих передач на контактні втому і міцність, на втому і міцність при згині.
- •Проектний розрахунок конічної зубчастої передачі
- •Особливості конічних зубчастих передач із непрямими зубцями
- •Циліндричні зубчасті передачі із зачепленням новікова
- •Особливості розрахунків на міцність циліндричних передач Новікова
- •Гвинтові та гіпоїдні зубчасті передачі
- •Гвинтова зубчаста передача
- •Гіпоїдна зубчаста передача
- •Хвильові зубчасті передачі Принцип роботи та деякі схеми хвильових зубчастих передач
- •Кінематика хвильової зубчастої передачі
- •Елементи розрахунку хвильових зубчастих передач
- •Лекція 16-18 черв'ячні передачі Загальні відомості та класифікація черв'ячних передач
- •Параметри черв'ячної передачі
- •Матеріали і конструкції деталей черв'ячної передачі. Критерії роботоздатності та розрахунків
- •Допустимі напруження у розрахунках черв'ячних передач
- •Навантаження на зубці черв'ячного колеса
- •Розрахунок активних поверхонь зубців черв'ячного колеса на контактні втому і міцність при дії максимального навантаження
- •Особливості розрахунку зубців черв'ячного колеса на згин
- •Лекція 19 передачі гвинт – гайка
- •1. Загальні відомості
- •2. Конструкції деталей передач гвинт – гайка
- •3. Розрахунок передач гвинт – гайка
- •4. Приклад розрахунку передачі гвинт – гайка
- •Лекція 20 фрикційні передачі
- •1. Загальні відомості та класифікація фрикційних передач
- •2. Явища ковзання у контакті котків фрикційної передачі
- •3. Матеріали та конструкції деталей фрикційних передач
- •4. Види руйнування котків і критерії їхнього розрахунку. Допустимі контактні напруження та тиски.
- •5. Розрахунок циліндричних фрикційних передач
- •6. Розрахунок конічних фрикційних передач
- •Фрикційні варіатори
- •Лекція 21 - 22 осі та вали
- •2. Розрахункові схеми валів та осей. Критерії розрахунку
- •3. Розрахунок осей на міцність і стійкість проти втомного руйнування
- •4. Розрахунок валів на статичну міцність
- •5. Розрахунок валів на втомну міцність
- •6. Розрахунок валів на жорсткість
- •7. Розрахунок валів для запобігання поперечним коливанням
- •8. Проектний розрахунок валів та їхнє конструювання
- •Лекція 23 -24 шпонкові з'єднання
- •2. Розрахунок ненапружених шпонкових з'єднань
- •3. Розрахунок напружених шпонкових з'єднань
- •Зубчасті (шліцеві) та профільні з'єднання
- •1. Основні типи зубчастих з'єднань і області їхнього використання
- •2. Розрахунок зубчастих з'єднань
- •3. Профільні з'єднання
- •Пресові з'єднання
- •1. Загальні відомості
- •2. Деякі питання технології складання пресових з'єднань
- •3. Розрахунок пресових з'єднань
- •Лекція 25 -28 підшипники кочення
- •1. Загальні відомості
- •3. Монтаж, змащування та ущільнення підшипників кочення
- •4. Навантаження на тіла кочення. Види руйнувань і критерії розрахунку підшипників кочення
- •5. Підбір підшипників кочення за статичною та динамічною вантажністю
- •6. Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипники кочення
- •7. Рекомендації щодо вибору підшипників кочення
- •Підшипники ковзання
- •1. Загальні відомості
- •2. Конструкції та матеріали підшипників ковзання
- •3. Змащування підшипників ковзання
- •4. Роботоздатність і режим рідинного тертя у підшипниках ковзання.
- •5. Розрахунки підшипників ковзання
- •6. Деякі спеціальні підшипники ковзання
- •Напрямні прямолінійного руху
- •Області застосування та конструкції напрямних
- •Основи розрахунку напрямних прямолінійного руху
- •Лекція 29 – 32 муфти приводів
- •2. Некеровані муфти
- •3. Керовані муфти
- •4. Самокеровані та комбіновані муфти
- •Лекція 33 – 35 зварні з'єднання
- •1. Особливості з'єднання деталей зварюванням і характеристика з'єднань
- •2. Види зварних з'єднань і типи зварних швів
- •Розрахунок зварних з'єднань на міцність
- •Допустимі напруження для зварних з'єднань
- •З'єднання деталей машин та пружні елементи
- •2. Кріпильні різьби та їхні основні параметри
- •3. Кріпильні різьбові деталі, їхні конструкції та матеріали
- •4. Стопоріння різьбових з'єднань
- •5. Елементи теорії гвинтової пари
- •6. Розрахунок витків різьби на міцність
- •7. Розрахунок на міцність стержня болта (гвинта) для різних випадків навантаження з'єднання
- •8. Розрахунок групових болтових з'єднань
- •9. Клемові, або фрикційно–гвинтові, з'єднання
- •10. Допустимі напруження та запаси міцності при розрахунках різьбових з'єднань
Пристрої для регулювання натягу ланцюга.
Натяг ланцюга у ланцюговій передачі повинен відповідати корисному навантаженню. Надмірний натяг погіршує набігання ланцюга на зірочки, збільшує спрацювання ланцюга та зубців зірочок, підвищує навантаження на опори валів передачі. Малий натяг спричинює значне провисання веденої вітки, що створює умови для пробуксовування ланцюга на зірочках або його сходу із зірочок.
Потрібний натяг віток оцінюють стрілкою провисання f веденої вітки передачі. Для передач із кутом нахилу до горизонту до 400 стрілка провисання f ≤ 0,02а, а для передач із кутом нахилу більше від 40° f ≤ 0,015а, де а — міжосьова відстань передачі.
Регулювання натягу ланцюга здійснюється пристроями, аналогічними тим, що використовуються у пасових передачах, тобто переміщенням вала однієї із зірочок, натяжними або відтяжними зірочками. У деяких випадках застосовують підпружинені натяжні колодки або ролики. Недоліками таких пристроїв є додатковий згин ланцюга, який прискорює його спрацювання, та невідповідність натягу ланцюга його корисному навантаженню при змінних режимах роботи.
Найраціональнішими є пристрої з автоматичним регулюванням натягу. На рис. 29.4 зображена спеціальна зірочка, що забезпечує відповідність натягу ланцюга його корисному навантаженню.
Така зірочка складається з маточини 1 із зубчастим вінцем, обода 2 із зовнішнім вінцем для зачеплення з ланцюгом і внутрішнім зубчастим вінцем для зачеплення з вінцем маточини та дисків З і 4, які забезпечують ексцентричне положення обода щодо маточини та надійне зачеплення зубчастих вінців обода і маточини. Взаємний відносний обертовий рух маточини відносно обода можливий за рахунок підшипників кочення, розміщених на маточині і у внутрішньому отворі дисків, а також на дисках і всередині обода. Підшипники кочення і диски гарантують певний ексцентриситет обода щодо маточини і правильне зачеплення вінців маточини та обода.
Якщо використати таку зірочку в ланцюговій передачі, то у стані спокою або під час холостого ходу центр 01 обода зірочки буде знаходитись близько лінії, що з'єднує центри ведучого та веденого валів. При навантаженні передачі у напрямі, показаному стрілкою, зусилля у ведучій вітці ланцюга зростає, а у веденій нижній спадає. В результаті центр О1 обода зміщується вниз від лінії центрів валів і відповідно зростає натяг ланцюга, до того ж цей натяг буде тим більший, чим більше корисне навантаження, яке передає ланцюгова передача. Відповідність натягу ланцюга корисному навантаженню досягається вибором ексцентриситета обода щодо маточини.
Описану конструкцію спеціальної зірочки доцільно застосовувати у ланцюгових редукторах, де відстань між осями валів постійна, а суміщення натяжного пристрою з однією із зірочок (ведучою або веденою) значно зменшує габаритні розміри редуктора.
Основні розрахункові параметри ланцюгових передач
Швидкість ланцюга та кутові швидкості зірочок обмежуються інтенсивністю спрацювання ланцюга, силою удару шарнірів об зубці зірочок, а також шумом передачі. У більшості випадків швидкість ланцюга не повинна бути більшою ніж 15 м/с; інколи при малих кроках ланцюга, великому числі зубців та доброму змащуванні допускається швидкість ланцюга 30—35 м/с. Середню швидкість ланцюга визначають за формулою
v=Pω1z1/(2π) (29.4)
де P — крок ланцюга; ω1 — кутова швидкість ведучої зірочки (з числом зубців z1. Кутову швидкість зірочок обмежують, щоб зменшити удар шарнірів ланцюга об зубці. Граничні рекомендовані кутові швидкості меншої зірочки залежно від її числа зубців z1 та кроку ланцюга Р наведені в табл.
Передаточне число визначається з умови рівності середньої швидкості ланцюга на ведучій та веденій зірочках:
P ω1 z1 / (2π) = P ω2 z2 / (2π), звідки передаточне число ланцюгової передачі
u = ω1/ω2 = z2 / z1 (29.5)
Передаточне число обмежується габаритними розмірами передачі, кутом обхвату меншої зірочки та числами зубців зірочок. Найдоцільніше брати u ≤ 4.
Число зубців зірочок. Мінімальне число зубців зірочок обмежується спрацюванням шарнірів, динамічними навантаженнями та шумом передачі. Число зубців меншої зірочки можна брати з таблиць залежно від кроку Р та її кутової швидкості.
При спрацюванні шарнірів крок ланцюга збільшується. При цьому ланцюг на зірочці буде розміщуватись на більшому радіусі. Збільшення радіусів розміщення шарнірів ланцюга на зубцях зірочки тим більше, чим менший кутовий крок зубців 2л/z. При великому z навіть невелике збільшення кроку ланцюга спричинює значне зміщення ланцюга на профілях зубців. Це зміщення обмежує максимальне число зубців зірочок, яке беруть 100—120 для роликових ланцюгів і 120—140 для зубчастих.
Переважно вибирають непарне число зубців зірочок, що у поєднанні з парним числом ланок ланцюга сприяє рівномірному спрацюванню зубців.
Крок ланцюга Р є основним параметром ланцюгової передачі. Ланцюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допускають значно менші кутові швидкості меншої зірочки (див. табл. 29.3), сприяють збільшенню нерівномірності руху, динамічних навантажень та шуму ланцюгової передачі. Доцільно вибирати ланцюг із мінімально допустимим для заданого навантаження кроком. При конструюванні та розрахунку ланцюгової передачі можна зменшити крок зубчастих ланцюгів, збільшивши ширину ланцюга, а також крок роликових ланцюгів, використавши багаторядні ланцюги.
У проектному розрахунку ланцюгової передачі орієнтовне значення кроку Р, мм, однорядного роликового ланцюга можна визначити за формулою
,
де Т1 — обертовий момент на валу ведучої зірочки, Нм; z1 — число зубців ведучої зірочки.
Міжосьова відстань та довжина ланцюга. Мінімальну міжосьову відстань ланцюгової передачі визначають за умови, що кут обхвату ланцюгом малої зірочки повинен бути не менш ніж 120°.
при u ≤ З
аmin = 0,5 (del + de2) + (30...50) mm;
при u > З
amin = (de1 + de2) (9 + u)/20.
Тут de1, de2, — діаметри вершин зубців ведучої та веденої зірочок відповідно. Оптимальна міжосьова відстань ланцюгової передачі а = (30...50)Р.
Не рекомендують брати а > 80Р.
Число ланок W ланцюга визначають за попередньо вибраною міжосьовою відстанню а, кроком ланцюга Р та числом зубців зірочок z1 і z 2:
. (29.6)
Формула (29.6) виводиться за аналогією з формулою для довжини паса і є наближеною. Значення W слід округлити до найближчого парного числа.
Після визначення числа ланок W ланцюга уточняють міжосьову відстань передачі за формулою
. (29.7)
Щоб забезпечити провисання ланцюга, значення а рекомендується вменшити на (0,002...0,004) а.
Число ланок W ланцюга та його крок Р визначають довжину ланцюга
.
Зусилля у вітках пасової передачі. Різниця між силами натягу ведучої F1 і веденої F2 віток визначає корисне навантаження ланцюга
Ft = F1- F2 = 2 Tl / d1, (29.8)
де Т1— обертовий момент на валу ведучої зірочки, що має ділильний діаметр d1.
Сила натягу F2 веденої вітки ланцюга дорівнює більшому значенню від натягу F0, H, спричиненого власною вагою вітки, та від натягу FV , H, від дії відцентрової сили:
Fq = Kf a q g ; FV = qv2 (29.9)
Тут Kf — коефіцієнт провисання ланцюга, який залежить від стрілки провисання f веденої вітки та кута нахилу передачі до горизонту; якщо f = 0,02а, то для горизонтальної передачі Kf = 6 (Kf = 4 під кутом нахилу до горизонту до 40°); Kf = 2 під кутом нахилу більшим від 40°; Kf = 1, для вертикальної передачі); а — міжосьова відстань передачі, м; q — маса 1 м ланцюга, кг/м (див. табл. 29.1); g — прискорення вільного падіння, м/с2; v — швидкість ланцюга, м/с.
Для розповсюджених на практиці тихохідних передач та передач із середніми швидкостями ланцюга v ≤ 10 м/с сила натягу веденої вітки незначна і складає кілька процентів від корисного навантаження Ft. Тому в розрахунках із достатньою точністю можна брати F2 ≈ 0, a F1 ≈ Ft.
Сила, що передається на вали ланцюгової передачі, може становити
R = 1.15Ft.