- •В.А. Жулай детали машин
- •190600 «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
- •Рецензенты:
- •Основные условные обозначения
- •Общие сведения о деталях машин и истории их развития
- •Краткий исторический обзор
- •Основные понятия и задачи курса деталей машин. Основные направления развития конструкций машин
- •Классификация деталей машин
- •Контрольные вопросы
- •2.2. Последовательность и этапы проектирования
- •Контрольные вопросы
- •2.3. Виды нагрузок, действующих на детали машин
- •Контрольные вопросы
- •2.4. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин
- •2.4.1. Прочность
- •Выбор запаса прочности и допускаемых напряжений
- •В основу положено уравнение линейного суммирования повреждений
- •Жесткость
- •Износостойкость
- •2.4.4. Теплостойкость
- •2.4.5. Виброустойчивость
- •2.4.6. Надежность
- •Контрольные вопросы
- •3. Соединения
- •3.1. Неразъемные соединения
- •3.1.1. Сварные соединения
- •3.1.2. Паяные и клеевые соединения
- •3.1.3. Соединения с натягом
- •3.1.4. Заклепочные соединения
- •Расчет на прочность элементов заклепочного шва
- •Расстояние между рядами заклепок
- •Условие прочности на срез:
- •Условие прочности на смятие:
- •Контрольные вопросы
- •3.2. Разъемные соединения
- •3.2.1. Резьбовые соединения
- •Силовые соотношения и расчет на прочность резьбовых соединений.
- •С учетом (3.28) формула (3.27) примет вид
- •3.2.2. Шпоночные соединения
- •3.2.3. Шлицевые и профильные соединения
- •3.2.4. Штифтовые соединения
- •Для односрезного соединения
- •Условие прочности на смятие:
- •3.2.5 Клеммовые соединения
- •Контрольные вопросы
- •4. Механические передачи
- •4.1. Общие сведения. Основные кинематические и энергетические соотношения
- •Кинематические и энергетические соотношения в передаточных механизмах
- •Контрольные вопросы
- •4.2. Фрикционные передачи и вариаторы
- •Создаваемый момент трения
- •Расчет на прочность фрикционной передачи
- •Фрикционные вариаторы
- •Контрольные вопросы
- •4.3. Ременные передачи
- •Кроме того, натяжения в ветвях f1 и f2 связаны с передаваемой окружной силой Ft условием:
- •Напряжение от окружного усилия, передаваемого ремнем:
- •Напряжения от изгиба ремня
- •4.4. Зубчатые передачи
- •Классификация зубчатых передач
- •4.4.1. Геометрия и кинематика цилиндрических прямозубых передач
- •4.4.2. Основы расчета на контактную прочность и изгиб
- •4.4.3. Косозубые и шевронные колеса. Особенности их расчета
- •4.4.4. Конические зубчатые передачи
- •В соответствии со схемами (см. Рис. 4.27, 4.28)
- •Основы расчета на контактную прочность и изгиб конической передачи
- •4.4.5. Планетарные передачи
- •4.4.6. Волновые передачи
- •4.4.7. Передачи Новикова
- •4.5. Червячная передача
- •Области применения червячных передач
- •Расчет па прочность червячной передачи
- •4.6. Передача винт-гайка
- •4.7. Рычажные механизмы
- •4.8. Цепная передача
- •Силы в цепной передаче
- •5. Валы и оси. Подшипники.
- •5.1. Валы и оси
- •Материалы
- •5.2. Подшипники
- •5.2.1. Подшипники скольжения
- •Материалы
- •5.2.2. Подшипники качения
- •Условные обозначения подшипников качения
- •Смазывание подшипников
- •Поля допусков отверстий под подшипники
- •5.2.3. Уплотняющие устройства
- •5.3. Общие сведения о редукторах
- •Схемы редукторов
- •Смазывание редукторов
- •Муфты. Упругие элементы. Смазочные материалы. Сапр
- •6.1. Муфты
- •Классификация муфт Муфты подразделяют:
- •Подбор муфт и проверка па прочность основных элементов
- •Фрикционная муфта
- •6.2. Пружины и рессоры
- •6.2.1. Основные понятия
- •6.2.2. Конструирование и расчет цилиндрических витых пружин
- •Шаг пружины сжатия в ненагруженном состоянии
- •Длина пружины в ненагруженном состоянии
- •6.3. Смазочные материалы
- •6.3.1. Смазочные масла
- •Классификация трансмиссионных масел
- •Соответствие классов вязкости и групп трансмиссионных масел по гост 17479.2-85 классификациям sae j306с и арi
- •6.3.2. Пластичные смазки
- •6.3.3 Твердые смазочные материалы
- •6.3.4. Твердые смазочные покрытия
- •6.3.5. Ротапринтная смазка
- •6.3.6. Магнитные смазочные материалы
- •6.3.7. Антифрикционные самосмазывающиеся материалы
- •6.4. Автоматизация проектирования узлов и деталей машин
- •6.4.1. Структура и функционирование сапр
- •6.4.2. Типовые процедуры и маршруты сапр
- •Заключение
- •Библиографический список
- •Жулай владимир алексеевич
- •190600 «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
- •3 94006 Воронеж, ул. 20-летия Октября, 84
В основу положено уравнение линейного суммирования повреждений
, (2.11)
где ni – общее число циклов действия некоторого напряжения σi;
Ni – число циклов до разрушения при том же σi;
a – экспериментально устанавливаемый коэффициент, как правило, близкий к единице.
Переменные напряжения по времени являются наиболее характерными для работы деталей машин. Разрушение деталей при этом режиме нагружения происходит при напряжениях, меньших предела прочности и даже предела текучести, если только эти изменения напряжений повторяются большое число раз.
Статистический анализ случаев поломок деталей машин показывает, что более 80 % разрушений являются усталостными. Вид зон усталостного разрушения зависит от числа циклов нагружений, в течение которых развивается трещина. При незначительной циклической перегрузке усталостное разрушение развивается медленно, при увеличении циклической перегрузки разрушение происходит быстрее. Основными характеристиками прочности являются пределы выносливости, которые в зависимости от базы испытаний – числа циклов бывают длительные и ограниченные, когда число циклов меньше базового.
Предел выносливости материалов
Выносливость материала характеризуется его сопротивлением усталостному разрушению. Для определения выносливости материалов проводят испытания стандартных отполированных образцов на специальных машинах, где чаще всего эти образцы испытывают на изгиб при симметричном цикле нагружения.
Сначала образцы нагружают до значительных напряжений σ1, так чтобы они разрушились при сравнительно небольшом числе циклов N1. Следующую партию образцов испытывают при меньших напряжениях σ2; при этом разрушение происходит при большем числе циклов N2. Затем напряжения принимают еще меньшими и, следовательно, образцы выдерживают все большее и большее число циклов нагружения. По полученным данным строят кривую усталости, называемую обычно кривой Вёлера (рис. 2.2) в честь немецкого инженера А. Вёлера (1819–1914 гг.), первого исследователя усталостной прочности металлов, впервые получившего эту кривую.
Математически кривая усталости выражается степенной функцией
, (2.12)
где q – показатель степени, зависящий от вида напряжений, материала и термообработки;
const – постоянная, значение которой зависит от твердости материала.
Рис. 2.2. Кривая усталости
Так, для точки С на графике (см.рис. 2.2) по заданному значению Nc можно определить предельные напряжения σс, а при заданном уровне напряжений σс – предельное число циклов Nс.
Кривая усталости строится в координатах σ – Nц. Опыт показывает, что образец, выдержавший NG циклов (для стальных образцов, испытываемых на изгиб, например, NG = 4·106 циклов), может выдержать и их неограниченное число. Это число циклов называется базой испытаний, и для большего их числа кривая усталости идет уже практически горизонтально. Ордината этой горизонтальной кривой σR дает значение предела выносливости.
При любом асимметричном цикле (например, отнулевом) предел выносливости для того же материала будет выше, чем при симметричном цикле. Следовательно, симметричный цикл нагружения является наиболее опасным. Пределы выносливости при симметричном цикле обозначают σ-1 или τ-1; при отнулевом цикле – σ0 или τ0 соответственно для нормальных и касательных напряжений.
В качестве первого приближения можно считать:
σ-1 ≈ 0,45σв; τ-1 ≈ 0,6σ-1; σ0 ≈ 1,6σ-1; τ0 ≈ 1,9 τ-1, (2.13)
где σв – временное сопротивление, значение которого для большинства материалов при соответствующей термообработке можно найти в справочниках.
Экспериментально установлено, что на значение предела выносливости для заданного материала влияют размеры, форма и состояние поверхности деталей. Чем больше абсолютные размеры поперечного сечения детали, тем меньше предел выносливости. Большую заготовку трудно изготовить однородной по структуре, в ней в большей степени, чем в малой, проявляются внутренние дефекты металла.
Это снижение предела выносливости учитывается коэффициентом влияния размеров поперечного сечения Кd. Кроме того, чем больше легирующих компонентов входят в состав стали, тем сильнее влияние этого снижения. Так, например, у оси диаметром 20 мм из углеродистой стали, работающей на изгиб, Кd ≈ 0,92, а при диаметре 100 мм Кd уменьшается до 0,71. Если эта ось изготовлена из легированной стали, то Кd соответственно уменьшается до 0,83 и 0,62. Такие же значения имеет Кd для валов из любых сталей, работающих на кручение.
Большое влияние на снижение предела выносливости имеет так называемая концентрация напряжений. В местах резкого изменения формы поперечного сечения детали или нарушения сплошности материала, например при резком переходе сечений, у канавок, выточек, отверстий, в резьбе и т.д., напряжения σ или τ оказываются большими, чем для детали без упомянутых концентраторов напряжений. Конечно, тем или иным способом, например с применением мощного аппарата теории упругости или численными методами, можно найти реальные значения напряжений в зонах концентраторов. Однако это сложно. Гораздо проще учитывать влияние отмеченных факторов так называемым эффективным коэффициентом концентрации напряжений, для нормальных напряжений – Кσ, а для касательных – Кτ. Коэффициенты эти получают, соотнося между собой пределы выносливости двух образцов одинаковых размеров – без концентратора σ-1 или τ-1 и с концентратором напряжений – σ-1к или τ-1к:
. (2.14)
Значения коэффициентов концентрации напряжений для различных концентраторов (их достаточно много) при различных прочностях материала приводятся в соответствующих справочниках конструктора. Для ориентировочной оценки влияния этих концентраторов следует отметить, что шпоночный паз, шлицы, резьба, галтели снижают предел выносливости деталей в 1,5 … 2,7 раза – это очень много. Величины Кσ и Кτ всегда больше единицы.
Если детали соединяются между собой посадкой с натягом, что очень часто делается при установке зубчатых колес, подшипников, различных втулок, то следует наряду с концентраторами напряжений учитывать и влияние натяга – отношениями Кσ / Кd или Кτ / Кd , которые по величине превышают Кσ и Кτ соответственно и обычно находятся в пределах 2,2 ... 4,9 (сравните с пределами значений Кσ и Кτ – 1,5 … 2,7). С увеличением натяга (давления) коэффициент концентрации напряжений увеличивается, а прочность в месте соединения снижается.
Влияние качества обработки поверхности на предел выносливости оценивают коэффициентом КF. Наилучшие результаты у деталей с полированными поверхностями, худшие – у грубо обработанных деталей. Коэффициент КF в лучшем случае равен единице; с увеличением шероховатости он снижается. Например, даже при чистовом обтачивании и фрезеровании КF достигает 0,75 … 0,8. В отличие от Кσ или Кτ, КF всегда меньше единицы; чем меньше КF, тем меньше предел выносливости.
Для повышения предела выносливости (как и статической прочности) используют методы упрочнения поверхности: закалка токами высокой частоты (ТВЧ), наклеп, накатка, дробеструйный наклеп, а также химико-термическая обработка поверхности. Эти меры значительно повышают предел выносливости, что учитывается коэффициентом влияния поверхностного упрочнения Кν. Чем больше Кν, тем больше предел выносливости. Значения Кν находятся обычно в пределах 1,5 … 2,5.
Существуют и другие факторы, влияющие на снижение предела выносливости, например коррозия в процессе эксплуатации детали. Но эти факторы чаще всего не оценивают точными показателями.
Еще раз отметим, что все значения упомянутых коэффициентов невозможно привести в пособии, их слишком много. При необходимости их можно найти в справочниках конструктора, здесь лишь приводится порядок определения значений этих коэффициентов для ориентировочной оценки выносливости конструкций.
Суммарные, или общие, коэффициенты снижения предела выносливости для детали (Кσ)D и (Кτ)D в соответствующих сечениях определяют с учетом упомянутых коэффициентов по формулам
; (2.15)
. (2.16)
Отсюда пределы выносливости деталей в рассматриваемом сечении:
; . (2.17)
Контактная прочность деталей машин
Работоспособность многих деталей машин (вариаторов, подшипников качения, зубчатых колес и др.) зависит от так называемой контактной прочности, определяемой контактными напряжениями в месте контакта криволинейных поверхностей двух прижатых друг к другу деталей.
Основоположником теории контактных напряжений является немецкий ученый Г. Герц (Н. Неrtz, 1857–1894), и в его честь приписывают индекс H обозначениям контактных напряжений – σн.
При расчете контактных напряжений различают два характерных случая: первоначальный контакт в точке (например, два шара или шар с плоскостью, фасонные выпуклая и вогнутая поверхности и т. п.) и первоначальный контакт по линии (цилиндр и плоскость, два цилиндра с параллельными осями и т.п.). Первоначальная площадь контакта в таких случаях равна нулю; при приложении нагрузки точечный и линейный контакты переходят в контакты по площадкам (пятнам контакта), форма которых зависит от радиусов кривизны поверхностей в контакте. Напряжения, возникающие на этих площадках, действуют только в пределах этих площадок, сосредотачиваясь в достаточно тонком поверхностном слое. По ширине площадки они распределены по эллиптическому закону с максимальными значениями в центре площадки (рис. 2.3).
Рис. 2.3. Радиусы кривизны цилиндров:
а – с внешним контактом; б – с внутренним контактом
При сжатии двух цилиндров вдоль образующих (первоначальный контакт по линии) максимальное контактное напряжение σн определяется по формуле (для простоты считаем, что коэффициент Пуассона μ ≈ 0,3)
, (2.18)
где F – сила прижатия одного цилиндра к другому;
Е – приведенный модуль упругости материала, если тела изготовлены из разных материалов с модулями упругости Е1 и Е2:
, (2.19)
lк – длина контакта;
ρпр – приведенный радиус кривизны, определяемый как
, (2.20)
где ρ1 и ρ2 – радиусы первого и второго цилиндра; знак «–» принимается для тела с внутренним контактом. Если одна из деталей плоская, ее радиус кривизны ρ = ∞.
1. Контактные напряжения при первоначальном точечном контакте изменяются пропорционально корню кубическому из нагрузки, действующей в контакте; чтобы σН повысить вдвое, нужно нагрузку F увеличить в 23, т.е. в 8 раз! Это говорит о большой «живучести» точечного контакта. При первоначальном контакте по линии эту нагрузку пришлось бы увеличить лишь в четыре раза, так как контактные напряжения пропорциональны корню квадратному из нагрузки.
2. При первоначальном контакте в точке перекосы осей контактирующих тел меньше влияют на контактные напряжения, чем при контакте по линии, где незначительный перекос может вызвать кромочный контакт и разрушение детали.
3. Допускаемые контактные напряжения при точечном контакте примерно в 1,5 раза выше, чем при контакте по линии; это обусловлено тем, что в первом случае зона контакта находится в состоянии более близком к всестороннему сжатию, чем во втором.
Нормальные контактные напряжения в контакте σН вызывают касательные напряжения, наибольшие из которых τmах характеризуют прочность материала. Усталостные трещины при переменных контактных напряжениях (например, при вращении деталей) возникают обычно с поверхности, поэтому важно знать касательные напряжения по площадке контакта. На площадке контакта по линии τmах = 0,2σН и действуют посреди площадки контакта, а на круговой площадке, например, τmах = 0,145σН и действуют по контуру. Силы трения, действующие в зоне контактов, могут существенно увеличить значения τmах и способствовать ускорению возникновения трещин.
При вращении деталей под нагрузкой каждая точка их сопряженных поверхностей нагружается только во время прохождения зоны контакта и контактные напряжения σН в этих точках изменяются по прерывистому отнулевому циклу (рис. 2.4). Такое циклическое действие контактных напряжений и является причиной усталостного разрушения сопряженных поверхностей. Вкратце рассмотрим «механику» этого разрушения, называемого контактным усталостным выкрашиванием, или питтингом.
Рис. 2.4. Прерывистый отнулевой цикл изменения контактных
напряжений
Экспериментально установлено, что при качении со скольжением, например, когда ω1ρ1 > ω2ρ2 (рис. 2.5), тела ведущее 1 и ведомое 2 по-разному подвержены питтингу.
Рис. 2.5. Питтинг рабочих поверхностей (стрелками показано
направление движения):
1 – ведущее тело; 2 – ведомое тело
Усталостные микротрещины при скольжении вытягиваются и раскрываются на поверхности в направлении сил трения (на тело 1 сила трения в зоне контакта действует влево, а на тело 2 – вправо). При этом видно, что из трещин на теле 1 масло при качении выдавливается наружу, а на теле 2 трещины «запираются» и масло запрессовывается в них, пока и второй край этих трещин не выйдет на поверхность. Тогда чешуйка материала отваливается и уносится маслом. Поэтому отстающая деталь сильнее подвержена питтингу, чем забегающая, причем, чем выше коэффициент трения деталей в контакте, тем быстрее наступает питтинг.
Если действующие контактные напряжения не превышают допустимых по выносливости, питтинг не наблюдается. Здесь следует заметить, что при взаимодействии деталей через прочную масляную пленку действие контактных напряжений смягчается, коэффициент трения уменьшается и долговечность деталей увеличивается. Хотя смазка и является одной из причин питтинга, без нее детали износились бы намного раньше, чем наступил бы питтинг. Поэтому наличие правильной смазки, безусловно, полезно для деталей при их контактном нагружении с вращением.
Увеличение твердости поверхности деталей в зоне их сопряжений (цементация, нитроцементация, азотирование и пр.), уменьшение ее шероховатости повышают сопротивляемость деталей питтингу.
Сам по себе питтинг не вызывает катастрофических последствий для деталей, т.е. не приводит к их немедленной поломке. Иногда, при невысокой твердости деталей, например зубчатых колес, питтинг приводит к их приработке. Но при высокой твердости поверхности начавшийся питтинг быстро развивается, нарушается несущая способность масляной пленки и деталь достаточно быстро становится неработоспособной.