Исторический очерк развития деталей машин. Классификация деталей машин
 Скачать 6.19 Mb.
|
|
10) Расчет болтового соединения, нагруженного силами, параллельными плоскости стыка.   Болты поставлены с зазором. После приложения нагрузки зазор сохраняется. Допущение: все болты одинаковы и одинаково затянуты. i – число стыков, z – число болтов. Условие работоспособности:   , k – коэффициент запаса по трению  – сила затяжки, необходимая чтобы соединение было работоспособным -> определяем dБолты поставлены без зазора: Допущение – нет затяжек.   - для средней пластины -> d – крайние пластины -> dЗатем выбираем наибольший диаметр. 11) Шпоночные соединения и их расчет.   Шпоночные соединения служат для закрепления деталей на осях и валах (шкивы, зубчатые колеса, муфты и т.д.). Нагружаются в основном вращающим моментом. Шпоночное соединение может быть: - напряженным – шпонка забивается между валом и ступицей - ненапряженным – до приложения внешней нагрузки отсутствуют напряжения. Соединение призматическими шпонками (сегментной и цилиндрической) – ненапряженное. Оно требует изготовления вала и отверстия с большой точностью. Во многих случаях посадка ступицы на вал производится с натягом. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия, а в продольном сечении шпонки – напряжения среза. Шпонка выбирается исходя из d вала. b – ширина, h – высота.  на поверхностях 1-2 и 2’-3   12) Шлицевые соединения и их расчет. Шлицевые (зубчатые) соединения служат для закрепления деталей на осях и валах (шкивы, зубчатые колеса, муфты). Нагружается в основном крутящим моментом. Большая нагрузочная способность, чем у шпоночного соединения. По форме профиля бывают: 1. с прямобочными шлицами (80% от всех) 2. эвольвентные 3. треугольные (на них нет ГОСТа) По способу центрирования:  1. по наружному диаметру (когда можно обрабатывать и вал и ступицу с помощью тех. обработки) (б) 2. по внутреннему диаметру (при высокой твердости вала и ступицы) (в) 3. по боковым сторонам (когда необходимо обеспечить прочность соединения) (а)  На поверхности 1-2 возникают    – коэффициент неравномерности нагрузки ( )z – число выступов    13) Цилиндрические соединения с натягом и их расчет.  Натягом N называют положительную разность диаметров вала и отверстия: N=B-A. После сборки вследствие упругих и пластических деформаций диаметр d посадочных поверхностей становится общим. При этом на поверхности посадки возникает удельное давление p и соответствующие ему силы трения, которые обеспечивают неподвижность соединения и позволяют воспринимать вращающий момент и осевую силу. Условие работоспособности:  , N – сила, с которой ступица прижата к валу , k – коэффициент запаса по трению (k>1)    – давление, создаваемое на поверхности контакта«+» - технологично, если есть определенное оборудование «-» - высокая концентрация напряжений 14) Передачи. Назначение. Основные и производственные кинематические и энергетические параметры.  Механической передачей называют механизм, который преобразует параметры движения в процессе передачи его от двигателя к исполнительным органам машины. Задачи, решаемые введением передачи как промежуточного звена между двигателем и исполнительными органами машины: - изменение величины скорости - изменение направления движения - изменение вращающего момента Все механические передачи разделяют на 2 основные группы: 1. передачи, основанные на использовании трения – ременные и фрикционные 2. передачи, основанные на использовании зацепления – зубчатые, червячные, цепные Основные характеристики передач: - мощность P1 на входе и P2 на выходе - быстроходность, которая выражается частотой вращения n1 на входе и n2 на выходе или угловыми скоростями ω1 и ω2. Эти характеристики минимальны и достаточны для произведения проектного расчета. Кроме основных различают производственные характеристики: КПД.  передаточное отношение, определяемое в направлении потока мощности.  ;   – передача понижающая – редуктор – передача повышающая – мультипликатор – вариатор поступательное движение вращательное движение  15) Виды разрушения зубьев зубчатых передач. Критерии работоспособности и расчета. 1. Объемное разрушение а). объемное усталостное разрушение. Для предотвращения объемного усталостного разрушения зуба выполняют проверочный расчет зуба на усталостную прочность по напряжениям изгиба. б) объемное разрушение зуба в результате перегрузки разового характера – выполняют проверочный расчет с учетом возможных перегрузок. 2. Поверхностное разрушение а  ) усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев (бывает в закрытых передачах). Возникает у ножки зуба. Увеличение HB положительно влияет на время работы передачи.б  ) заедание (бывают в открытых и закрытых передачах). Колесо из более прочного материала вырывает частички материала с колеса из менее прочного материала. в ) износ - модуль зацепления открытой передачи делают заметно больше, чем у закрытойг) пластические сдвиги – смещение происходит, когда прочность недостаточна. д) продавливание упрочненного слоя – происходит, когда на недостаточно твердую основу наносят упрочняющий слой. Решающее влияние на работоспособность зуба оказывают контактные напряжения и напряжения изгиба.   q – удельная нагрузка  – приведенный радиус  – коэф. учитывающий форму поверхности – коэф. учитывающий степень перекрытия – коэф. учитывающий материал  YFS - коэффициент формы зуба Y =1- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении Y =1- коэффициент угла наклона зуба 16) Принцип построения расчетных формул для расчета зубчатых передач на контактную прочность и их анализ. Цель расчета – определение параметров передачи, исключающих в течение заданного срока службы появление признаков усталостного выкрашивания на поверхности зубьев. Допущения: 1. точка контакта расположена в полюсе зацепления 2. всю нагрузку передает одна пара зубьев 3. контакт двух эвольвентных поверхностей заменяет контакт цилиндров с параллельными осями и радиусами  и  .       – диаметр шестерни – ширина колеса– коэф. учитывающий форму поверхности– коэф. учитывающий степень перекрытия– коэф. учитывающий материалПрочность не зависит от модуля, а зависит от произведения  17) Принцип построения расчетных формул для расчета зубчатых передач по напряжениям изгиба и их анализ. Цель расчета – исключить в течение заданного срока службы объемное усталостное разрушение зуба у основания. Допущения: 1. всю нагрузку передает одна пара зубьев 2. сила приложена к вершине зуба 3. принимаем, что справедлива гипотеза плоских сечений: в результате деформации сечения остаются плоскими (характерно для длинных стержней, балок, т.е. стержней, у которых размер по длине значительно больше, чем размеры по сечению)         – условие прочности  Изгибная прочность зависит от модуля  - зуб шестерни прочнее18) Особенности работы и расчета косозубых и шевронных зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений для их расчета. В косозубых передачах зуб наклонен под углом β относительно образующей делительного цилиндра. Это приводит к тому, что в зацеплении находится одновременно несколько пар зубьев, что увеличивает нагрузочную способность. За счет наклона зуб входит в зацепление постепенно – увеличивается плавность работы, снижается шум и динамические нагрузки.  Недостаток – наличие осевой силы, которая действует на валы и опоры. – нормальный шаг - диаметральные размеры косозубой передачи определяются торцевым модулем     При расчете косозубая передача заменяется эквивалентной косозубой  параметры эквивалентной косозубой передачи – диаметр шестерни– ширина колеса – коэф. учитывающий соотношение радиусов кривизны– коэф. учитывающий степень перекрытия– коэф. нагрузки      Расчет на изгиб    |