Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Лекции - Детали машин и основы конструирования - файл 1.doc


Лекции - Детали машин и основы конструирования
скачать (4178 kb.)

Доступные файлы (1):

1.doc4178kb.16.11.2011 22:44скачать

содержание
Загрузка...

1.doc

  1   2
Реклама MarketGid:
Загрузка...
Детали машин


Содержание курса


  1. Механические передачи

  2. Элементы, обеспечивающие вращательное движение (валы и подшипники)

  3. Соединения

  4. Муфты приводов


Цель курса ДМ и ОК: изучение, расчёт и проектирование деталей общемашиностроительного назначения - т.е. основы проектирования машин и механизмов.


1. Механические передачи


1. Блок-схема машин. Понятие детали и сборочной единицы.


Каждая машина обычно состоит из трех частей: двигатель, передаточный механизм (или передача), исполнительный механизм.



ПМ

ИМ




Передаточный механизм необходим для согласования режима работы двигателя с режимом работы исполнительного механизма (обычно, уменьшение частоты вращения, увеличение вращающего момента).


^ 1.1 Основные параметры передачи.


Р1, Т1, п1

1
П
- ведущий вал;




2 - ведомый вал.


Р2, Т2, п2




Передаточное отношение - отношение частот вращения валов в направлении силового потока.


.


Если , т.е. частота вращения падает, то передача считается понижающей (редуктор);

Если , т.е. частота вращения возрастает, то передача считается повышающей (мультипликатор).


^ Для изготовления детали или машины в целом необходимо ее сконструировать. Различают два вида расчетов:

  1. Проектный расчет - производится выбор материала детали и определяются ее предварительные размеры.

  2. Проверочный расчет - составляется расчетная схема, определяются действующие напряжения, которые сравниваются с предельно допустимыми, после чего делается вывод о работоспособности детали.


^ 3. Основные требования, предъявляемые к деталям машин

на стадии проектирования.


Детали машин должны отвечать следующим требованиям, определяющим совершенство конструкции детали:

^ I. Работоспособность

II. Надёжность

III. Экономичность


I. Работоспособность - это способность детали выполнять заданные

функции.

^ Обычно выделяют пять основных критериев работоспособности.


  1. Прочность – это способность детали воспринимать нагрузки не разрушаясь.

  2. Жесткость – это способность детали сопротивляться изменению формы под действием нагрузки (не подвергаясь остаточной деформации).

  3. Износостойкость – способность детали противостоять изменению геометрических размеров вследствие износа (истирания).

  4. Теплостойкость – это способность детали сохранять работоспособность в заданных температурных режимах без снижения эксплуатационных характеристик.

  5. Вибростойкость – способность детали выполнять заданные функции без недопустимых резонансных колебаний.

При проверочном расчете деталей общемашиностроительного назначения, чаще всего, производятся расчеты на прочность и жесткость.

Различают объемную и поверхностную (контактную) прочность.


Объемная прочность:

- по напряжениям растяжения р




; l[l]


- по напряжениям изгиба и

; y[y]


- по напряжениям кручения кр




, [].


Контактная (поверхностная) прочность.


Контактную Н прочность оценивают по контактным напряжениям




где qn, Eпр, Rпр – нормальная распределенная нагрузка, приведенные модуль упругости и радиусы кривизны поверхностей.


Если деталь удовлетворяет всем перечисленным критериям работоспособности, то далее необходимо проверить выполнение следующего требования, предъявляемого к ее конструкции - надежность.


II. Надежность - это способность конструкции выполнять заданные функции в течение заданного времени или заданной наработки, сохраняя эксплуатационные показатели в нормативных пределах.

Надежность является сложным свойством, которое состоит из сочетания: безотказности, долговечности, ремонтопригодности и сохраняемости.

^ Для повышения надежности системы используют несколько приемов.

  • применение более коротких кинематических цепей (меньшего числа изделий);

  • применение дублирующих (параллельных) систем, т.е. в цепь добавляется параллельная система, которая включится при отказе штатной системы.


III. Экономичность - комплекс мероприятий, направленных на создание работоспособных надежных конструкций при минимальных затратах.


^ 1. Классификация передач механической энергии.


Все передачи механической энергии можно разделить на два типа связей:

  1. Передачи гибкой связью (ПГС) – ремённые, цепные.

  2. Передачи непосредственным контактом – зубчатые, червячные, фрикционные.


^ 2. Зубчатые передачи.



Зубчатая передача предназначена для передачи вращательного движения между валами и преобразования движения с изменением угловых скоростей и моментов посредством зубчатого зацепления.

^ Зубчатые передачи используются в большинстве машин, в том числе в автомобилях, в приводах бурильных установок и т.д.

Достоинства ЗП:

  1. Высокий КПД.

  2. Надёжность работы и простота эксплуатации.

  3. Большие передаваемые нагрузки.

  4. Большая линейная скорость.

Недостатки ЗП:

  1. Сложность изготовления.

  2. Повышенные требования к точности монтажа и изготовления

  3. Шум во время работы.


^ 2.1. Классификация ЗП


  1. По расположению осей в пространстве.

    1. Оси параллельны (цилиндрические)

    2. Оси пересекаются (коническая)




1.1 1.2 1.3

    1. Оси перекрещиваются (червячная передача)

  1. П
    о направлению зубьев.

    1. Прямозубые

    2. Косозубые

    3. С круговыми зубьями

  2. По форме боковой поверхности.

    1. Эвольвентные ЗП

    2. Зацепление Новикова (достоинство – меньше контактные напряжения чем при эвольвентных ЗП)

  3. П


    о способу изготовления.

Нарезание рейкой Нарезание долбяком Нарезание червячной фрезой

    1. Нарезание на зубофрезерных и зубодолбяжных станках.

    2. Накатка.

    3. Штамповка, литьё.

  1. П

    о виду зацепления.

5.1 5.2

    1. Внешнее зацепление.

    2. Внутреннее зацепление.

  1. По точности изготовления (12 степеней точности)

    1. Зубчатые колёса для закрытых передач (с.т. 6,7,8,9)

    2. Для открытых передач (с.т. 9 и 10)

  2. По материалам

    1. Стальные

    2. Чугунные

    3. Неметаллические

8. По способу коррегирования

8.1 Коррегированные – со смещением инструмента.

8.2 Не коррегированные – без смещения инструмента.


^ 2.2. Основные кинематические и геометрические параметры

цилиндрической прямозубой ЗП


П
ередаточным отношением зубчатой передачи называют отношение угловых скоростей или частот вращения ведущего колеса к ведомому


- передаточное отношение.


m – модуль - основной параметр зубчатого зацепления:

.

^ Модули эвольвентных зубчатых колес стандартизированы.






Для прямозубых цилиндрических колес, изготовленных без смещения, делительный диаметр равен произведению

.

Диаметр вершин и впадин:

, .

- диаметр основной окружности.

- угол зацепления.

- высота головки зуба.

- высота ножки зуба

- высота зуба

Ширина зубчатого колеса и шестерни

,

где – коэффициент ширины, который выбирают в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Ширина шестерни

.

Межосевое расстояние определяют полусуммой делительных диаметров зубчатых колес

.


^ У
силия в зацеплении зубчатых колес.



Окружную Ft, радиальную Fr и нормальную Fn силы определяют по следующим зависимостям:

, , ,

, P – мощность.

Расчётные нагрузки.


Расчёт зубчатых передач ведётся по расчётным нагрузкам. За расчётную нагрузку принимают max значение удельной нагрузки распределённой по контактной линии зуба.

,

k- коэффициент нагрузки. Tmax- максимальный момент.



- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.(зависит от скорости и степени точности). Для прямозубых передач =1.

- коэффициент концентрации нагрузки, учитывает неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

- коэффициент динамичности (зависит от скорости и от степени точности).





^ Виды повреждений и критерии работоспособности ЗП


1

. Усталостный излом зуба.



1. 2. 4. 5.

2. Усталостное выкрашивание поверхности зубьев.

3. Пластическая деформация или хрупкий излом (при перегрузках).

4. Износ

5. Заедание или схватывание.


^ 2.6. Расчет прочности зубьев прямозубых передач по контактным

напряжениям (расчет на усталостную прочность)


Под действием циклической силы Fn в месте контакта 2-х зубьев возникают циклические контактные напряжения, величина которых определяется по формуле Герца:

,


Расчет на контактную прочность проводят для зубчатого колеса, т.к. его материал, как правило, оказывается менее прочным, чем у шестерни.


При проектном расчете определяется межосевое расстояние, модуль, число зубьев и т.д.




^ 2.7. Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба.


Возможны два случая:

  • усталостная поломка зубьев под действием периодически изменяющихся напряжений изгиба создаваемые окружной силой Ft; возникает усталостная трещина.

  • поломка зуба из-за перегрузки.


Напряжение изгиба: ,


При проектном расчете по напряжениям изгиба определяется модуль зацепления .


^ 2.8. Проверка прочности зубьев при действии пиковой нагрузки


В процессе эксплуатации передачи могут возникать кратковременные перегрузки, при которых передаваемый момент может увеличиться в несколько раз.

- коэффициент перегрузки.


Проверка статической прочности зубьев по контактным напряжениям:

,

Проверка на отсутствие крупкого излома:

,

^ 2.9. Расчетная схема нагружения валов передачи


2.10. Особенности геометрии косозубых передач


У косозубых колес зубья имеют наклон под углом к образующей делительного цилиндра. Оси колес при этом остаются параллельными.




Это дает следующие преимущества по сравнению с прямозубыми колесами:


1. Повышение нагрузочной способности за счет увеличения числа зубьев, одновременно находящихся в зацеплении;

2. большая плавность хода и меньший шум во время работы (зубья колеса входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно).


Угол наклона линии зубьев косозубых цилиндрических колес находится в пределах .




Расчет геометрических параметров косозубых колес проводят по тем же формулам, что и для прямозубых цилиндрических колес, подставляя вместо нормального m торцовый модуль mt. Торцовый и нормальный модули связаны следующим соотношением:


- нормальный шаг зубьев;

- торцовый шаг зубьев

, .


Тогда диаметры делительной окружности, окружностей выступов и впадин косозубого колеса, нарезанного без смещения, можно представить в следующем виде


. , .

Силы в зацеплении косозубых цилиндрических передач.


n1

T1


Y


d1


Fn1


Fr1




Fr




Ft1

Ft2

O

Ft




X


Fr2

Fa







Fn2

Fn




d2




Ft

Ft






n2

T2

а) б)


Схема сил в зацеплении цилиндрических зубчатых колес


. .


; ; .


Наличие в передаче осевой силы приводит к дополнительному нагружению вала изгибающим моментом, а подшипников - осевой силой, что ведет к необходимости применения в опорах радиально-упорных подшипников, воспринимающих радиальную и осевую нагрузку.


^ 2.11. 2.12. Расчет прочности зубьев косозубых передач

по контактным напряжениям и напряжениям изгиба


Расчет производят по тем же зависимостям, что и для прямозубых передач. При этом учитывают увеличение прочности зубьев вследствие угла наклона зубьев .

^ 2.13. Проверка прочности зубьев при действии пиковой нагрузки


Проводится по тем же зависимостям, что и для прямозубых цилиндрических передач (см. лекцию 3, п. 2.8).

^ 2.14. Расчетная схема нагружения валов косозубой

цилиндрической передачи




Наличие в зацеплении осевых сил, которые дополнительно нагружают опоры валов, являются недостатком косозубых колес. Этот недостаток устраняется в шевронной передаче.


^ 2.15. Шевронная передача


Шевронная передача подобна сдвоенной косозубой передаче с противоположным направлением зубьев. Осевые силы здесь уравновешиваются на самом зубчатом колесе.

- угол наклона линии зубьев.


Преимущество: плавность хода еще выше, чем у прямозубой передачи.


Недостаток: сложность изготовления (необходимость применения непроизводительных методов нарезания зубьев).


^ 2.16 Зубчатые конические передачи


Конические передачи предназначены для передачи вращательного движения между валами, оси которых пересекаются под некоторым углом. Наибольшее распространение получили ортогональные передачи с углом пересечения осей 90 град.

^ Геометрические и кинематические параметры конических

зубчатых колес

В конических колесах так же, как и в цилиндрических, имеются поверхности, только не цилиндрические, а конусные: делительные, выступов и впадин.

^ Половины углов при делительных конусах - 1 и 2.


Наружная торцовая поверхность конического колеса ограничена внешними дополнительными конусами с вершинами в точках О1 и О2.

Диаметры, модуль и другие параметры колес по этому конусу имеют индекс е.

Для проведения расчетов конических колес вводят средние дополнительные конусы. Диаметры, модуль и другие параметры колес по этому конусу имеют индекс m.


Длина образующей торцового и среднего дополнительных конусов, т. е. конусное расстояние, составляет

,


.


Модуль по середине ширины венца зубчатых конических колес связан с торцовым модулем соотношением

.

Диаметры делительных окружностей по наружному и среднему дополнительным конусам равны произведению


, .

Поскольку высота головки зуба – hае = mte, высота ножки – hfe = 1,2mte зубчатых колес, нарезанных без смещения, то диаметр выступов и впадин по наружному дополнительному конусу составят:


, .

Передаточное число конической передачи

.


При расчетах на прочность конические колеса заменяют на эквивалентные цилиндрические прямозубые колеса с делительным диаметром и числом зубьев

, .


^ 2.17 Силы в зацеплении конической передачи


В зацеплении конических передач действуют: нормальная Fn, окружная Ft, радиальная Fr и осевая Fа силы.

По нормали к зубу шестерни действует нормальная сила, которая раскладывается на окружную и промежуточную силы

, , .


Промежуточная сила раскладывается на осевую и радиальную силы

, .


, .


При разработке конструкции конической передачи в обязательном порядке предусматривается возможность регулировки зацепления. Регулировка проводится с помощью осевого смещения шестерни и колеса.


^ 2.18 Расчет прямозубых конических передач на изгибную

прочность зуба.


Снижение прочности зубьев из-за конструктивных особенностей конических колес учитывается экспериментальным коэффициентом F = 0,85 и эквивалентным числом зубьев .

.


При проектном расчете конической передачи определяется внешний делительный диаметр зубчатого колеса

,

по которому затем находят остальные геометрические параметры передачи.



    1. ^ Передачи между перекрещивающимися валами

- винтовые передачи;

- гипоидные передачи;

- червячные передачи.


Червячная передача с цилиндрическим червяком


Червячные передачи предназначены для передачи вращательного движения между перекрещивающимися валами. Червячные передачи относят к зубчато-винтовым передачам, у которых червяк имеет винтовую нарезку, а червячное колесо является зубчатым.




Червяк является ведущим звеном в передаче. Червяк выполняют с числом заходов z1 = 1, 2, 4. Ведомое червячное колесо имеет число зубьев z2 > 28. Угол скрещивания осей обычно составляет 90 град. Стандартный угол профиля в осевом сечении составляет  = 20 град.

Достоинство червячных передач состоит в возможности получения больших передаточных отношений в одной ступени (i = 10 - 60), плавности и бесшумности работы, возможности самоторможения.

Основной недостаток - применение цветных металлов, низкий КПД ( = 0,7-0,9) , поэтому для отвода тепла требуется дополнительные устройства.

Делительный диаметр червяка равен произведению

,

где q - коэффициент диаметра червяки,

m - осевой модуль червяка, который пропорционален осевому шагу, m = Р/.

Коэффициент q и модуль m стандартизированы (ГОСТ 27201-88).

Угол подъема линии витка червяка на делительном цилиндре находится из отношения

.

Диаметр вершин и впадин червяка определяется зависимостями

, .

Длину нарезанной части червяка выбирают тем больше, чем больше число зубьев червяка:

для z1 = 1 или 2

для z1 = 4.

Делительный диаметр (рис.8.1) в среднем сечении червячного колеса равен произведению

.

Диаметры выступов и впадин в среднем сечении червячного колеса соответственно равны

, .

Наибольший диаметр червячного колеса составляет

.

Ширину колеса принимают

при z1 = 1 или 2, при z1 = 4.


^ 3. Передачи гибкой связью.


К передачам гибкой связью относятся ременные и цепные передачи.


3.1. Ременные передачи. Общие сведения.


Ременные передачи относятся к механическим передачам с гибкой связью, в которых передача вращательного движения осуществляется за счет сил трения между ремнем и шкивом.

Ременная передача состоит из двух или более шкивов и одного или нескольких ремней.







- определяется по ГОСТу.

.

Диапазон передаточных чисел .


Достоинства (по сравнению с зубчатой передачей):

  1. Отсутствие шума во время работы.

  2. Возможность передачи момента на большие расстояния.

  3. Простота изготовления.

  4. Допускает кратковременные перегрузки (может работать как предохранительный механизм).

  5. Возможность компенсации погрешностей изготовления и монтажа.


Недостатки:

  1. Невысокая долговечность (ремень работает 5-10тыс. часов)

  2. Непостоянство передаточного отношения (возможность пробуксовки).

  3. Большие габариты и давление на валы (обусловленное предварительным натяжением).

Классификация ременных передач.

По типу ремня:

  • Плоскоремённые

  • Клиноремённые

  • Передачи с зубчатыми ремнями.

  • Передачи с круглыми ремнями.


^ 3.2. Силовой расчет ременной передачи


Для передачи вращающего момента необходимо обеспечить силу трения между шкивом и ремнём, которое достигается предварительным натяжением ремня.




(3)


Система (3) не учитывает трение между шкивом и ремнём.

Коэффициент трения учитывается в формуле Эйлера:


^ 3.4. Напряжения в ремне.

- напряжение, создаваемое полезной передаваемой нагрузкой;

- напряжение, создаваемое силой предварительного натяжения ремня;

- напряжение, создаваемое центробежной силой;

; - напряжения изгиба в ремне на ведущем и ведомом шкивах передачи;

- модуль упругости материала ремня;

- толщина ремня.

Максимальное напряжение в ремне

.

Напряжения изгиба являются главной причиной усталостного разрушения ремней.

^ 3.5. Определение площади поперечного сечения плоского ремня.

Площадь поперечного сечения плоского ремня определяется по зависимости: .

^ 3.6. Особенности расчёта клиноремённой передачи.


Расчёт сводится к определению количества ремней необходимых для передачи крутящего момента.




^ 3.7. Проверка ремённых передач на долговечность.


Расчёт на долговечность сводится к определению числа пробегов ремня в секунду.



= 5 пробегов в секунду для плоскоремённой передачи.

= 10 пробегов в секунду для клиноремённой передачи.


^ 3.8. Давление на валы ремённой передачи.

Сила давления на вал:


3.9. Кривые скольжения. Коэффициент тяги.

Основной характеристикой тяговой способности ременной передачи является коэффициент тяги.



S1 и S2 – натяжение ведущей и ведомой ветви.

- окружное усилие.

Коэффициент тяги показывает какая часть предварительного натяжения ремня используется для передачи полезного усилия.

^ 4. Цепные передачи.


4.1. Общие сведения.


Цепные передачи относятся к передачам с гибкой связью, в которых вращающий момент передается зацеплением звеньев цепи с зубьями звездочки.

Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью при прочих равных условиях большие нагрузки (однако меньшие, чем зубчатыми колесами).




Преимущества ЦП: (по отношению к ЗП)

- возможность передачи энергии на большие расстояния (до 10м),

- не требует особой точности при изготовлении и монтаже,

- постоянство передаточного отношения (по сравнению с ременной передачей),

Недостатки ЦП:


- низкая долговечность (15-20 т.ч.);

- шум;

- сложность изготовления (по сравнению с ременной передачей).


Классификация ЦП


  1. По назначению:

  • Приводные - применяются в приводах машин, мототоциклах, велосипедах и т.д.

  • Тяговые - используются в тарнспортерах, конвейерах.




  1. По конструктивному исполнению цепи могут быть:

  • роликовые

  • втулочные

  • зубчатые (с зубчатыми цепями)

  • открыто-шарнирные

  • крючковые




  1. По числу рядов цепи:

  • однорядные

  • многорядные


Также цепные передачи могут быть: внешнего и внутреннего зацепления; с различными профилями зубьев (симметричные и несимметричные); волновые, планетарные и реечные.


4
.2. Геометрические параметры цепной передачи.


- число зубьев ведущей звездочки.

- число зубьев ведомой звездочки.

- делительный диаметр ведущей звездочки.

- делительный диаметр ведомой звездочки.

- передаточное отношение.

- шаг цепи.

- межосевое расстояние.

Число звеньев в цепном контуре: .





^ 4.3. Проверочный расчет цепной передачи.


Слабым элементом цепной передачи является цепь, поэтому проверочный расчет ведется из условия ее прочности.

Проверочный расчет ведется по удельному давлению в шарнире цепи.



- окружное усилие.

- площадь опорной поверхности шарнира.

- коэффициент рядности.

- коэффициент эксплуатации, зависит от характера нагрузки, от межосевого расстояния, от угла наклона передачи к горизонту, от способа регулирования натяжения цепи, от способа смазывания цепи.

^ Способы регулирования натяжения цепи:

Подвижной опорой Натяжной звездочкой


Предварительное натяжение цепи необходимо для обеспечения устойчивого зацепления цепи со звездочками. Оно проверяется разными способами, чаще всего по стреле провеса ветви.

Давление на валы ЦП определяется по зависимости:

.

- предварительное натяжение цепи или сила от провисания цепи.

Способы смазки цепи.

1. Периодическая - смазка кистью или погружением цепи в масло.

2. Непрерывная - обычно, картерная.


^ 2. Элементы, обеспечивающие вращательное

движение


Вращательное движение обеспечивается с помощью валов, осей и подшипников.

^ 5. Валы и оси

5.1 Общие сведения


В
ал
– элемент конструкции, предназначенный для передачи крутящего момента, и закрепления на нем вращающихся деталей: зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.д.


Валы работают на изгиб с кручением.


Оси предназначены для закрепления на них вращающихся деталей, крутящий момент они не передают.

Оси работают только на изгиб.

Валы и оси крепятся в опорах подшипников вращения и качения.


Классификация валов и осей


  1. По форме геометрической оси вала:

    1. С прямолинейной осью

    2. С криволинейной осью

    3. Коленчатые

  2. По форме поперечного сечения:

    1. Сплошные; 1.2 Полые; 1.3 Шлицевые

  3. По конструктивному исполнению.

    1. Гладкие

    2. Ступенчатые


^ 5.2 Проектный расчет валов


При проектном расчете определяют размеры и материал вала.

Исходными данными при проектном расчете являются: крутящий момент или мощность .

1. Определяют наименьший допустимый диаметр вала из условия прочности на кручение:

,

- допускаемое напряжение кручения (для стали).


Если известны размеры вала с которым сопрягается проектируемый вал (например с валом электродвигателя), то наименьший диаметр вала можно принять равным или близким к диаметру вала электродвигателя

d = (0.8…1.2) dЭ.

2. Разрабатывают конструкцию вала.




^ 5.3 Проверочный расчет валов


Существуют следующие виды проверочных расчетов:

  1. Расчет на усталостную прочность (выносливость) - заключается в определении коэффициентов запаса усталостной прочности вала.

  2. Расчет на статическую прочность при действии пиковой нагрузки - учитываются возможные кратковременные перегрузки (например в момент пуска двигателя).

  3. Расчет на изгибную и крутящую жесткость - производится из условия допустимых прогибов и углов поворота.

  4. Расчет на колебания - проверка отсутствия резонансных режимов, а в случае возникновения резонансных режимов - соблюдение условия прочности.


^ 5.3.1 Расчёт валов и осей на усталостную прочность


При проверочном расчете учитываются все факторы, влияющие на усталостную прочность – это размеры вала, его обработка, концентраторы напряжений и.т.д.

Последовательность расчёта:

  1. Составляется расчётная схема.

  2. Определяется усилие, действующее во всех сечениях вала.

  3. Строятся эпюры изгибающих моментов, поперечных сил и крутящих моментов.

  4. По эпюрам определяются опасные сечения и для них определяют коэффициент запаса прочности S>[S]=1,5..2,5 для опасных сечений.


Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:



- коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, зависящие от материала и конструктивных особенностей вала

- пределы выносливости материалов при симметричном цикле нагружений нормальных и касательных напряжений.

- соответственно, амплитудное и среднее значения нормальных напряжений.

При определении полагают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу

- при симметричном цикле нагружения.

- соответственно, амплитудное и среднее значения касательных напряжений (напряжений кручения).




При определении полагают, что касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу.

- коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений - определяются по справочнику в зависимости от вида концентрарора напряжения.

Концентраторы напряжений:

ступень выточка радиальное шпоночный паз

отверстие


- масштабные факторы, учитывающие отличие проверочного диаметра вала от размера образца, для которого получены .

- фактор шероховатости поверхности - зависит от качества обработки поверхности вала.

- коэффициенты учитывающие чувствительность материала к ассиметрии циклов нагружения - зависят от механических свойств материала.

Для среднеуглеродистых сталей ; .

Если S<[S], – необходимо изменить размеры, материалы, термообработку.

Если S>10, - надо уменьшить размеры или взять менее прочный материал.


^ 5.3.2 Проверочный расчет вала на статическую прочность

при действии пиковой нагрузки


Расчет проводится в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок. Расчет проводится по эквивалентным напряжениям

,

где - напряжения изгиба,

- напряжения кручения.

Предельно допускаемое напряжение принимают близким к пределу текучести :

.

^ 5.4 Проектный и проверочный расчет осей


В отличие от валов оси не работают на кручение и испытывают только деформацию изгиба.

Проверочные расчеты осей проводятся по тем же зависимостям, что для валов. При этом учитывают, что напряжения кручения = 0.


6. Подшипники

Подшипники предназначены для поддержания валов и осей на их геометрических осях и обеспечения вращательного движения.

В зависимости от вида трения различают подшипники качения и скольжения.


^ 6.1. Подшипники качения




Классификации подшипников качения.


1. По виду воспринимаемой нагрузки

- радиальные - воспринимают только радиальную нагрузку.

- упорные - – воспринимают только осевую нагрузку

- радиально упорные.


2. По форме тел качения.

-шариковые

-цилиндрические

-конические роликовые

-бочкообразные роликовые

-игольчатые


3. По размерам подшипники делят на серии.

-особо лёгкая.

-лёгкая.

-средняя.

-тяжёлая.


Виды отказов подшипников качения.

  1. Основной вид разрушения- усталостное выкрашивание беговых дорожек на кольцах подшипника. Критерий работоспособности – контактная прочность.

  2. Разрушение сепаратора. Чаще всего встречается в подшипниках работающих при больших частотах вращения.


^ Расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности.


Расчёт состоит в определении расчётного ресурса работы подшипника.



- срок службы подшипника в часах.

n – Частота вращения вала.

С- динамическая грузоподъемность подшипника.

= показатель степени зависящий от формы тела качения.

Если шарик, то

Если ролик, то

PЭ=PKHE – эквивалентная нагрузка.

P – приведённая нагрузка.



V- коэффициент вращения кольца (зависит от того, какое колесо вращается, если внутренне, то V=1, если наружное, то V=1.1)

X,Y – коэффициент радиальной (X) и осевой (Y) нагрузки.

Rr, Ra- радиальная нагрузка(Rr) и осевой усилие(Ra)

Kб- коэффициент безопасности

KT- температурный коэффициент, если t<100C, то KT=1.


Динамическая нагрузка C – это та нагрузка, которую может выдержать подшипник в течении 1миллиона оборотов вала.


    1. Подшипники скольжения.





Подшипник скольжения – это пара вращения которая состоит из опорной части вала (цапфа) и подшипника.

Широко применяются в следующих случаях:

  1. Частота вращения вала имеет очень большое значение >10000об/мин.

  2. В особо точных машинах, за счёт регулирования зазоров.

  3. В случаях значительных ударных нагрузок.

  4. При работе в агрессивных средах.

Достоинства:

  1. Быстроходность выше чем у подшипников качения.

  2. Может быть разъёмным.

  3. Высокая точность.

  4. Особые условия работы (в воде и агрессивных средах).

  5. Малые размеры.

Недостатки:

  1. Требуется применение дорогих материалов для уменьшения коэффициента трения.

  2. Большой расход смазки.

  3. Более трудоёмкое обслуживание.


Классификации подшипников скольжения:


1. По виду воспринимаемой нагрузки

- радиальные - воспринимают только радиальную нагрузку.

- упорные - – воспринимают только осевую нагрузку

- радиально упорные.

2. По геометрической форме.

- цилиндрический

- конический

- сферический.


Подшипники жидкостного трения работают без изнашивания, если не нарушается режим смазки. В связи с этим для них основным критерием является минимальная толщина hmin слоя смазочного материала, исключающая контакт микронеровностей цапфы вала и вкладыша подшипника.

Нагрузочная способность подшипников сухого и полужидкостного (граничного) трения зависит от параметров режима работы - мощности, расходуемой на трение:

.

Эта мощность косвенно характеризует выделяемую в подшипнике теплоту и температуру. Для упрощенной оценки износостойкости подшипников используют из зависимости (12.1) два множителя p и v. Тогда условие износостойкости приобретает вид

,

где [pv] - допускаемое произведение удельной нагрузки на окружную скорость цапфы вала.

В случае удовлетворения этого условия полагают, что тепловой режим подшипника обеспечивает достаточную износостойкость.

При небольших скоростях скольжения приведенное условие упрощают, принимая

.





7. Соединения


Соединения подразделяют на 2 группы:

  1. Разъёмные (резьбовые, шпоночные)

  2. Не разъёмные. (заклёпочные, соединения пайкой. Сварные



^

Разъемные соединения



7.1. Шпоночные соединения





Шпоночные соединения – служат для закрепления деталей (зубчатых колёс, звёздочек, муфт…) на валах.

Передают крутящий момент с втулки на вал или наоборот. Шпоночные соединения отличаются относительной простотой изготовления и монтажа.


^ Геометрические параметры шпоночного соединения.


Значения b,h,t1,t2- назначают по таблицам ГОСТ в зависимости от диаметра вала d.

Материалы для шпонок – Сталь-45, Сталь-40Х

Проверочный расчёт шпоночного соединения.




- площадь смятия.

- расчётная длина шпонки


.




Если вал и втулка закалены до высокой твёрдости, то шпонку проверяют на срез:

.


^ 7.2. Соединения втулки с валом цилиндрическими шпонками

(штифтами) в осевом и радиальном направлении

1. Соединение штифтами в осевом направлении.

При больших передаваемых нагрузках ставят 2 или 3 штифта под углом 1800 или 1200.

Условие прочности соединения .


2. Соединение штифтами в радиальном направлении.


Условие прочности: .


^ 7.3. Шлицевые (зубчатые) соединения




Шлицевые соединения предназначены для передачи вращающего момента, образуются при наличие наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии ступицы.


Различают шлицевые соединения:

прямобочные, эвольвентные, треугольные.


Обычно (четное число).


Существует три вида расчета шлицевых соединений.


1. Упрощенный расчет по обобщенному критерию

- для неподвижных соединений;

- для подвижных соединений, работающих без нагрузки (блок шестерен в коробке скоростей);


2. Расчет по ГОСТ 21425-75.

Уточненный расчет, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по их длине (это связано с погрешностями изготовления и перекосом деталей при нагружении), приработку рабочих поверхностей, срок службы и др. факторы.

3. Расчет на износ.

Производится, если предъявляются особые требования к точности соединения в течение заданного срока службы.


^ 7.4. Соединения с гарантированным натягом.




Соединение двух деталей можно осуществить непосредственно без применения шпонок, болтов и т.д.

Натягом называют положительную разность диаметров вала и отверстия:

После сборки вследствие упругих и пластических деформаций диаметр посадочных поверхностей становится общим. При этои на поверхности посадки возникают удельное давление и соответствующие ему силы трения. Силы трения обеспечивают неподвижность соединения и и позволяют воспринимать как крутящие так и осевые нагрузки.

Способы образования соединений

        1. Прессование

        2. Нагревание втулки

        3. Охлаждение вала


^ 7.5. Соединение посадкой на конус





7.6. Клеммовые соединения





^ 7.7. Резьбовые соединения


Резьбовые соединения – это соединение деталей машин болтами, винтами и шпильками.

Классификация резьбовых соединений:

  1. По форме резьбовой поверхности

- цилиндрические

- конические


  1. По профилю витков

-треугольная

-прямоугольная

-с круглым витком

- с трапециидальным витком


Геометрические параметры резьбы:


d1 - внутренний диаметр резьбы.

d2 - средний диаметр резьбы.

d – Наружный диаметр резьбы.

Р – Шаг резьбы.

- угол профиля витков(для метрической резьбы ).

h – высота витка

- угол подъёма винтовой линии. , где n- число заходов.

Для крепёжных резьб


^
Неразъемные соединения


7.8. Сварные соединения (электродуговой сваркой)


Сварные соединения это неразъемные соединения, основанные на использовании сил молекулярного сцепления свариваемых деталей при их местном нагреве до расплавленного состояния.

Сварные соединения являются наиболее совершенные неразъемные соединения, так как лучше других приближают соединяемые детали к целым. Прочность сварных соединений при статических и динамических нагрузках доведена до прочности деталей из целого металла. Освоена сварка всех конструкционных сталей, включая высоколегированные и цветные сплавы.

Существуют более 60 способов сварки (газовая; дуговая, металлическим электродом; контактная, основанная на разогреве стыка теплотой, выделяющейся при пропускании через него электрического тока, и сдавливания деталей; электрошлаковая; электронно-лучевая; плазменная и др.). В автомобилестроении при изготовлении кузовов широко применяют контактную точечную сварку.


1. Стыковые.



Условие прочности сварного шва: , - зависит от материала электрода


2. В нахлёстку. 3. Тавровое соединение.





- длина флангового шва.

- длина лобового шва.

K –высота катета шва.




Сила F вызывает касательные напряжения среза в шве.



- зависит от материала электрода


^ 7.9. Заклепочные соединения


Заклепочным называют неразъемное соединение деталей с помощью заклепки. Заклепка представляет собой сплошной или полый цилиндрический стержень с закладной головкой. Заклепочные соединения применяют обычно для соединения тонкостенных деталей.

Соединение применяют преимущественно в конструкциях летательных аппаратов, металлоконструкциях и других изделиях, в которых внешние нагрузки действуют параллельно плоскости стыка, а применение сварки затруднено или невозможно по конструктивным или технологическим соображениям.

Расчет заклепочного соединения. Разрушение стержня заклепки при действии силы F происходит в результате среза в плоскости стыка соединяемых деталей (рис. 16.3). Условие прочности имеет вид


. где Z, i – количество заклепок и стыков деталей.





При проектировании соединения определяют диаметр заклепок по зависимости

.

Если заклепка изготовлена из менее прочного материала, чем соединяемые детали, то возможно смятие стержня заклепки. Условие прочности в этом случае при мет вид


.

Из этого условия следует диаметр заклепки

.

Для обеспечения прочности соединяемых деталей, ослабленных заклепками, должно соблюдаться условие

,

где s, b – толщина и ширина детали.


^ 8. Муфты приводов


8.1. Характеристика и классификация муфт


Муфты осуществляют передачу вращающего момента от одного вала к другому соосному валу без изменения частоты и направления вращения.

Механические муфты классифицируются по схеме:





^ 8.2. Глухие муфты


Глухие муфты применяют, в основном, для соединения валов, которые можно выставлять с наименьшей погрешностью монтажа. Они просты по конструкции, но обладают рядом недостатков: детали муфты, соединяемые валы и их опоры подвергаются воздействию дополнительных изгибающих моментов и поперечных сил, обусловленных погрешностями монтажа (несоосностью валов), что ограничивает их применение.

Для относительно небольших диаметров (до 70 мм) применяют втулочные муфты (стандартизированы по ГОСТ 24246-80).

2

d1


1




dш

Dб

dв

  1   2



Скачать файл (4178 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru