Детали машин

А. В. Титенок












ДЕТАЛИ МАШИН

Учебное пособие

















Москва Вологда «Инфра-Инженерия» 2023

УДК 621.81
ББК 34.42
      Т45




Рецензенты:
доктор технических наук, профессор, проректор по перспективному развитию Брянского государственного технического университета Киричек А. В.;
доктор технических наук, профессор кафедры колёсных машин Калужского филиала Московского государственного технического университета им. Н. Э. Баумана Сидоров В. Н.





     Титенок, А. В.
Т45 Детали машин : учебное пособие / А. В. Титенок. - Москва ; Вологда : Инфра-Инженерия, 2023. - 192 с. : ил., табл.
        ISBN 978-5-9729-1155-4

     Представлены сведения об устройстве, расчете и конструировании - от элементарных деталей машин и до конструкции редуктора. Рассматривается специфика работы открытых зубчатых передач. Даны рекомендации по проектированию привода.
     Для студентов среднего профессионального образования всех форм обучения.



                                                                 УДК 621.81
                                                                 ББК 34.42










ISBN 978-5-9729-1155-4

    ©ТитенокА. В.,2023
    © Издательство «Инфра-Инженерия», 2023
                          © Оформление. Издательство «Инфра-Инженерия», 2023

ОГЛАВЛЕНИЕ


        Предисловие                                            5
Глава 1  Валы и оси                                            6
        Контрольные вопросы к главе 1                         15
Глава 2  Муфты                                                16
        Контрольные вопросы к главе 2                         28
Глава 3  Опоры механических приводов                          29
        Контрольные вопросы к главе 3                         43
Глава 4  Корпуса механических приводов                        44
        Контрольные вопросы к главе 4                         50
Глава5   Разъёмныесоединениядеталеймашин                      51
        Контрольные вопросы к главе 5                         77
Глава 6  Ременные передачи                                    78
        Контрольные вопросы к главе 6                         91
Глава 7  Цепные передачи                                      92
        Контрольные вопросы к главе 7                        103
Глава 8  Передачи зацеплением                                104
        8.1. Элементарные понятия из теории зацеплений       104
        8.2. Классификация зубчатых передач                  107
        8.3. Прямозубые эвольвентные цилиндрические передачи 109
        8.4. Не прямозубые цилиндрические передачи           117
        8.5. Геометрические параметры цилиндрических передач 119
        8.6. Проектировочный расчёт на контактную выносливость  122
        8.7. Проектировочный расчёт на выносливость при изгибе 125
        8.8. Проверочный расчёт на контактную выносливость      126
        8.9. Проверочный расчёт на выносливость при изгибе      129
        8.10. Конические зубчатые передачи                      130
        8.11. Проектировочный расчёт на контактную выносливость 135
        8.12. Проектировочный расчет на выносливость при изгибе 135
        8.13. Проверочный расчет на контактную выносливость 138
        8.14. Проверочный расчет на выносливость при изгибе 138
        8.15. Зубчатые редукторы и мультипликаторы              139
        Контрольные вопросы к главе 8                           142
Глава 9 Открытые зубчатые передачи                              144
        9.1. Особенности работы открытых зубчатых передач       144
        9.1.1. Виды изнашивания зубчатых передач                144
        9.1.2. Влияние перекосов валов на долговечность передачи 145
        9.1.3. Износ и точность зубчатого зацепления            146
        9.1.4. Характеристика изнашиваемых зубчатых передач 146
        9.2. Влияние износа на напряженность зуба               147
        9.2.1. Методика прочностных расчётов зубчатых передач   147

3

         9.2.2. Картина напряжений новых и изношенных зубьев 149
         9.2.3. Рекомендации по выбору рациональной схемы
         и определению оптимальных параметров привода        152
         Контрольные вопросы к главе 9                       154
ГлаваЮ Основыпроектированиязубчатыхпередач                   156
         10.1. Рекомендации по проектированию привода        156
         10.2. Расчёт привода машины                         158
         10.2.1. Кинематический расчёт привода               158
         10.2.2. Расчёт открытой зубчатой передачи           160
         10.2.3. Расчёт закрытой зубчатой пары редуктора     162
         10.2.4. Проверка долговечности подшипников          166
         Контрольное задание                                 172
ГлаваИ Другиевидыпередачзацеплением(краткий обзор)           174
         Планетарныепередачи                                 174
         Волновыепередачи                                    176
         Передачи с зацеплением М. Л. Новикова               177
         Червячныепередачи                                   181
         Контрольные вопросы к главе 11                      186
         Библиографическийсписок                             187

4

ПРЕДИСЛОВИЕ


      Учебное пособие создано на основе материалов дисциплины «Детали машин», по которой автор вел занятия для студентов технических специальностей. Учебное пособие состоит из одиннадцати глав.
      В первой главе «Валы и оси» представлены сведения об этих деталях машин с необходимыми данными по их расчёту и конструированию.
      Вторая глава посвящена устройства для соединения валов - муфтам со всеми необходимыми краткими сведениями.
      В третье главе рассматриваются опоры механических приводов, в частности, подшипники качения со всеми необходимыми характеристиками этого вида изделий для их расчёта и выбора.
      Четвёртая глава посвящена корпусам механических приводов, в которых размещаются рассмотренные в предыдущей главе опоры.
      Пятая глава посвящена разъёмным соединениям деталей машин - резьбовым, шпонкам, шлицевым соединениям, которые необходимы для сборки и обеспечения надёжной работы механизмов и устройств.
      В шестой главе даётся анализ конструкции и теории расчёта ременных, а в седьмой главе - цепных передач гибкой связью. Эти устройства часто используются в силовых механических приводах машин.
      Восьмая глава посвящена передачам зацеплением - начиная от элементарных сведений из теории зацеплений, с рассмотрением теоретических основ и методов расчёта - цилиндрических и конических передач.
      В девятой главе рассматривается специфика работы, конструкции и расчёта открытых зубчатых передач. В десятой главе названная тема продолжается, как основы проектирования передач этого типа и предлагается выполнить аналогичное контрольное задание.
      В последней, одиннадцатой главе даётся краткий обзор с теоретическими пояснениями других известных передач зацеплением: планетарных, волновых, Новикова, червячных.
      В конце учебного пособия приведен список используемой и рекомендуемой литературы.
      Учебное пособие предназначено для студентов среднего профессионального образования технической направленности.
      Задачи, решаемые в учебном пособии: систематизировать сведения о деталях машин с позиции замысла: от детали - к готовому изделию, которое может быть предметом проектирования.

5

ГЛАВА 1





                ВАЛЫ И ОСИ





     Назначение. Для поддержания вращающихся деталей и для передачи вращающего момента от одной детали к другой (в осевом направлении) в конструкциях используют прямые валы в форме тел вращения, устанавливаемые в подшипниковых опорах. Валы, передающие лишь вращающий момент от одной детали к другой, называют торсионными. В механических передачах валы передают вращающий момент и воспринимают осевые и радиальные силы, вызывающие изгиб. В зависимости от распределения нагрузок вдоль оси вала и условий сборки прямые валы изготавливают гладкими или ступенчатыми. Реже встречаются валы, используемые лишь для поддержания вращающихся деталей и не передающие полезного вращающего момента. Такие валы называют осями.
     Классификация. Валы различают: а) с прямолинейной осью (гладкие, ступенчатые, которые могут быть цельными и полыми); б) коленчатые; в) гибкие. Опорные части валов и осей называют цапфами. Крайние цапфы называют шипами (здесь размещают подшипники). Средние цапфы называют шейками.
     Прямые валы и оси. Конструктивная форма зависит от нагрузок на вал и способа соединения вала с сопрягаемыми деталями. При высоких вращающих моментах и повышенных требованиях к центрированию применяют шлицевые соединения. Для снижения напряжений на шлицевых участках валов целесообразно увеличивать внутренний диаметр шлицев на 15-20 % по сравнению с диаметром вала (рис. 1.1, а). При средних значениях вращающего момента и менее высоких требованиях к точности центрирования применяют шпоночные соединения (рис. 1.1, б). Если соединение (шлицевое или шпоночное) передает также осевое усилие, то размещённую на валу деталь (например, зубчатое колесо) фиксируют в осевом направлении с помощью буртика и резьбового соединения. Чаще буртик выполняют на гладкой части вала (рис. 1.1, б).



г)
Рис. 1.1. Соединения: а - шлицевые: б - шпоночные

6

     Соединение валов и деталей (колес, шкивов и др.) часто осуществляют с натягом, т. е., с определённым усилием. В таких соединениях диаметр вала под ступицей детали следует увеличивать на 5-10 % в сравнении с соседними участками для снижения напряжений в зонах концентрации (на краях соединения). Для подшипников на валах делают упорные буртики или заплечики (рис. 1.2), их высота должна обеспечивать демонтаж подшипника и подвод сма


зочного материала.


Рис. 1.2. Сопряжения ступеней вала

     Переходные участки валов между соседними ступенями разных диаметров выполняют с полукруглой канавкой (рис. 1.3, а) или радиусной галтелью (рис. 1.3, б).


Рис. 1.3. Переходные участки вала

     Диаметры посадочных поверхностей (под ступицы колес, шкивов, звездочек и т. п.) следует выбирать из стандартного ряда посадочных размеров, а диаметры посадочных поверхностей под подшипники качения из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников.
     В некоторых конструкциях применяют полые валы. Полость уменьшает массу вала, его часто используют для размещения соосного вала, деталей управления, подачи масла, охлаждающего воздуха и т. п. Длинные валы вы

7

полняют составными. Соосные валы соединяют с помощью фланцев или муфт. Технические условия на изготовление валов зависят от требований к конструкции. Обработку валов производят обычно в центрах.
     Наиболее жесткие требования по точности геометрической формы предъявляются к шейкам валов, на которые устанавливают подшипники качения. Параметр шероховатости шеек назначают Ra= 0,32-1,25 мкм. Овальность и конусность мест посадки определяются допуском на диаметр шейки.
     Материалы. Для изготовления валов используют углеродистые стали марок 20, 30, 40, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, 18Х2Н4МА, 40ХН2МА и другие, титановые сплавы ВТЗ-1, ВТ6 и ВТ9. Выбор материала, термической и химико-термической обработки определяются конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации. Так, быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф (посадочных хвостовиков валов), поэтому такие валы изготовляют из цементируемых сталей 12Х2Н4А, 18ХГТ или азотируемых сталей 38Х2МЮА и др. Валы-шестерни по этой же причине изготовляют из цементируемых легированных сталей марок 12ХНЗА, 12Х2Н4А и др.
     Нагрузки на валы и расчетные схемы. Для обеспечения работоспособности машины валы и оси должны удовлетворять условиям прочности и жесткости. Для расчета на прочность необходимо знать напряжения в сечениях вала от внешних нагрузок (постоянных и переменных), которые передаются от сопряженных деталей (зубчатых колес, шкивов и др.). Нагрузки рассчитывают (в редукторах, конвейерах, грузоподъемных устройствах и т. п.) или определяют экспериментально.
     Если внешние нагрузки известны, то при расчетном определении внутренних силовых факторов в сечениях вал рассматривают обычно как балку, шарнирно закрепленную в жестких опорах (рис. 1.4, а). Такая модель формы вала и условий закрепления близка к действительности для валов, вращающихся в опорах качения. Если в одной опоре размещают два подшипника качения, то условную опору (опоры) размещают так, как показано на рис. 1.4, б.
     Для валов, опирающихся по концам на подшипники скольжения, условную опору располагают на расстоянии (0,25-0,3)l от внутреннего торца подшипника (рис. 1.4, в). Это обусловлено смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствие деформаций вала и подшипника. Нагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине ступицы (рис. 1.4, г).
     Расчет и проектирование валов ведут по обычной трехэтапной схеме. На первом этапе (предварительный расчет) при отсутствии данных об изгибающих моментах диаметр вала приближенно можно найти по известной величине вращающего момента Т из условия прочности по заниженным значениям допускаемых напряжений при кручении (1.1):

8

d =

з 5 XT
, Nk

з 47770 XT л [г]к X n '

где T - вращающий момент, Нхм;
[т]к - допускаемое напряжение на кручение, [т]к =12-20 МПа для стальных валов;
Р - передаваемая мощность, кВт;
п - частота вращения вала, об/мин.

      Иногда на этом этапе диаметр хвостовика вала принимают конструктивно (на основе практики проектирования) равным значению 0,8-1,0 диаметра вала приводного двигателя. Наименьший диаметр промежуточного вала принимают обычно равным внутреннему диаметру подшипника.

Рис. 1.4. Расчётные схемы валов

     На втором этапе разрабатывают конструкцию вала, обеспечивая технологичность изготовления и сборки.
     На третьем этапе производят проверочный расчет - дают оценку статической прочности и сопротивления усталости вала. На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке (с учетом динамических и ударных воздействий), повторяемость которой мала и не может вызвать усталостного разрушения (например, по нагрузке в момент

9

пуска установки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, например, от неуравновешенности вращающихся деталей.
     Так как валы работают в основном в условиях изгиба и кручения, а напряжения от осевых сил малы, то эквивалентное напряжение в точке наружного волокна равно оэкв = 7 °и + 2<> где Ой и гк, соответственно наибольшее напряжение от изгиба вала моментом Ми и кручения вала моментом Т:

ои ⁼ ^иЖ; гк~ТЖк,

где №и ~ 0,1d³ и WK ® 0,2d³, соответственно осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала (d - диаметр вала). Так как WK = 2^и, то с учетом этих соотношенийможнозаписать: стэкв = 10,1917^И + 0,75T²/d³.
     Запас прочности по пределу текучести (1.2): пу = оу/стэкю Обычно принимают nт = 1,2-1,8. Сечение, где требуется определить запас nт (опасное сечение), находят после построения эпюр изгибающих и вращающих моментов.
     Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проектируют на координатные оси и строят эпюры моментов в координатных плоскостях. Далее производят геометрическое суммирование изгибающих моментов, очерчивая эпюру прямыми линиями, что идет в запас прочности. Если угол между плоскостями действия сил не превосходит 30°, то для простоты считают, что все силы действуют в одной плоскости.
     Переменные напряжения в валах могут вызываться изменяющейся во времени внешней нагрузкой. Существенно, что постоянные по величине и направлению силы передач вызывают во вращающихся валах переменные напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу.
     В расчетах валов условно принимают, что вращающий момент и напряжения от кручения изменяются по пульсирующему циклу. Расчет на сопротивление усталости также ведут в форме определения запаса прочности. Если амплитуда и средние напряжения возрастают при нагружении пропорционально, то запас прочности находят из соотношения (1.3):

п = по.пт/7п²+п²,

где ПО и п² -запасы по нормальным и касательным напряжениям(1.4):

°-1 п°      ко ,       '
оа ТТГ ⁺ Жт °" о

²-1
п² кг '
²а ^Т ⁺ Ут²т

10

где а₋₁ и т₋₁ - пределы выносливости стандартных образцов соответственно при симметричном изгибе и кручении (табл. 1.1);
аа и та - амплитуды переменных напряжений цикла при изгибе и кручении; ат и Тт - средние напряжения цикла при изгибе и кручении;
fcₐ и/с; - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл. 1.2- 1.4);
£'₍Ти еТ-коэффициенты масштабного эффекта (табл. 1.5);
раи р;- коэффициенты, учитывающие состояние поверхности (технологию изготовления и обработку вала) при изгибе и кручении (табл. 1.6);
Vₐ и V; - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (табл. 1.1).
      В приближенных расчетах принимают Vₐ~ V;~ 0,14-0,2 для углеродистых сталей при ав < 500 МПа; уа = V; = 0,2 4-0,3 для легированных и углеродистых сталей при ав > 500 МПа. Амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений с учетом сделанного выше замечания о характере циклов нормальных и касательных напряжений (1.5):

аа — аи — 10MH/d³; ат — 0;

та — 0,5Тк — 2,5T/d³; тт — ;к.



Таблица 1.1

Механические характеристики сталей

 Марка    Диаметр    Твёрдость                                
 стали   заготовки      НВ     ав   ат  а-1 Т-1 Коэффициенты  
          не более   не менее       МПа          V   V       
Ст5     не ограничен 190       520  280 230 130 0    0       
        не ограничен 200       560  280 250 150  0   0       
Ст45        120      240       800  550 350 210 0,1     0    
             80      270       900  650 380 230 0,1    0,05  
        не ограничен 200       730  500 320 200              
40Х         200      240       800  650 360 210 0,1  0,05    
            120      270       900  750 410 240              
20           60      145       400  240 170 100  0   0       
20Х         120      197       650  400 300 160 0,05 0       
12ХН3А      120      260       950  700 420 210 0,1  0,05    
12Х2Н4А     120      300       1100 850 500 250 0,15 0,1     
 18ХГТ       60      330       1150 950 520 280 0,15 0,1     

11

Таблица 1.2

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений в месте кольцевой канавки (рис. 1.3, а) при изгибе и кручении

Коэффи- о-в,      При отношении rId             
 циент  МПа  0,01 0,03 0,05 0,1  0,01 0,02 0,03
              При 11r = 0,5      При 11 r = 2   
        600  1,98 1,82 1,71 1,52 2,43 2,32 2,32
        800  2,09 1,92 1,82 1,89 2,56 2,45 2,35
        1000 2,20 2,02 1,93 1,66 2,70 2,58 2,47
ко      1200 2,31 2,12 2,04 1,73 2,84 2,71 2,49
               При 11r = 1       При 11 r = 3   
        600  2,21 2,03 1,91 ---  2.56 2,42 --- 
        800  2,37 2,14 2,03 ---  2,73 2,56 --- 
        1000 2,45 2,25 2,15 ---  2,90 2,70 --- 
        1200 2,57 2,56 2,27 ---  3,07 2,84 --- 
        600  1,80 1,60 1,46 1,23 ---  ---  --- 
к?      800  2,00 1,75 1,57 1,28 ---  ---  --- 
        1000 2,20 1,90 1,69 1,34 ---  ---  --- 
        1200 2,40 2,05 1,81 1,40 ---  ---  --- 

      Для обеспечения надежной работы величина запаса прочности должна быть п = 1,5—2,5. Допускаемые значения запасов прочности назначают на основе опыта эксплуатации подобных конструкций.
      Для повышения сопротивления усталости валов используют различные методы упрочнения поверхностным пластическим деформированием.


Таблица 1.3

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений в ступенчатом переходе с галтелью (рис. 1.3, 6)

Коэффи- Ов,       При отношении rId             
 циент  МПа  0,01 0,03 0,05 0,1  0,01 0,02 0,05
             При 11 r = 1     При 11r = 3       
        600  1,38 1,67 1,64 1,50 1,94 2,02 2,03
        800  1,41 1,76 1,73 1,61 2,03 2,13 2,16
        1000 1,45 1,84 1,83 1,72 2,12 2,25 2,30
ко      1200 1,49 1,92 1,93 1,83 2,31 2,37 2,44
        600  При 11 r = 2     При 11r = 5       
        800  1,57 1,88 1,82 ---  2,17 2,23 --- 
        1000 1,62 1,99 1,95 ---  2,28 2,38 --- 
        1200 1,67 2,11 2,07 ---  2,39 2,52 --- 

12