Учебное пособие для студентов всех форм обучения немеханических специальностей. Материалы для под готовки к защите курсового проекта
 Скачать 431.97 Kb.
|
|
Федеральное агентство по образованию ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет – УПИ имени первого Президента России Б.Н. Ельцина» Б.Р. Картак, Н.Ю. Песина 100 ВОПРОСОВ И ОТВЕТОВ ПО КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ Учебное электронное текстовое издание Подготовлено кафедрой «Детали машин» Научный редактор: доц., канд. техн. наук С.В. Бутаков Учебное пособие для студентов всех форм обучения немеханических специальностей. Материалы для под- готовки к защите курсового проекта. Приведены типовые вопросы, задаваемые при защите курсового проекта по деталям машин и основам кон- струирования. Даны краткие ответы на эти вопросы и ссылки на учебную литературу для более глубокого изучения поставленных вопросов. © ГОУ ВПО УГТУ−УПИ, 2009 Екатеринбург 2009 2 ВВЕДЕНИЕ Настоящее учебное пособие предназначено для подготовки студента к защите курсовой работы или проекта по дисциплине «Детали машин и основы конст- руирования». Перечень рассмотренных вопросов охватывает наиболее часто встречающиеся на защитах и приведенные в учебном пособии «Задания на курсовые работы и курсовые проекты» [1]. Ответы на вопросы даны в сокращенном (конспективном) виде. Для получе- ния развернутого ответа по некоторым вопросам даны ссылки на учебную ли- тературу. 3 1. РАСЧЕТ ПРИВОДА 1.1. На каком валу больше мощность – на быстроходном или тихоходном? И почему? Чтобы правильно ответить на этот вопрос, необходимо уточнить у преподава- теля, о какой передаче идет речь – о понижающей или повышающей? Мощность в понижающей передаче, в которой быстроходный вал является ве- дущим, а тихоходный – ведомым, можно узнать по формуле P Б = P Т / η 0. Мощность в повышающей передаче, в которой быстроходный вал является ве- домым, а тихоходный – ведущим, можно узнать по формуле P Б = P Т · η 0, где η 0 – коэффициент полезного действия передачи ( η 0 <1). 1.2. На каком валу больше крутящий момент? Крутящий момент всегда больше на тихоходном валу, что следует из расчетно- го уравнения T = 9550 P· η / n, где Р – мощность, передаваемая валом, кВт; n – частота вращения вала, об/мин; η – коэффициент полезного действия. 1.3. Как связаны частоты вращения быстроходного и тихоходного валов? Частоты вращения быстроходного и тихоходного валов связаны между собой через передаточное число u = n Б / n Т , где n Б – частота вращения быстроходного вала; n Т –частота вращения тихоходного вала. 4 1.4. По какой мощности рассчитывается привод технологической машины? Специализированные приводы следует рассчитывать по требуемой мощности, определяемой по мощности исполнительного механизма P им P Тр = P им / η 0, а универсальные приводы – по установленной мощности электродвигателя. 1.5. Как определить общее передаточное число привода, состоящего из ре- дуктора и гибкой (ременной или цепной) передачи? Общее передаточное число такого привода определяется как произведение пе- редаточных чисел редуктора и гибкой передачи. u 0 = u ред · u г. 1.6. Какие рекомендуются рациональные диапазоны передаточных чисел для зубчатой цилиндрической, ременной и цепной передач? Рациональные значения передаточных чисел лежат в диапазоне: Закрытые зубчатые цилиндрические 2,5–5,0; Открытые зубчатые цилиндрические 3–7; Ременные (все типы) 2–3; Цепные 2–4. [2, с. 55; 3, с. 45] 1.7. Как изменится передаточное число привода, если увеличить синхрон- ную частоту двигателя? Увеличение синхронной частоты двигателя ведет к пропорциональному увели- чению передаточного числа. 1.8. Как связаны габаритные размеры редуктора привода с синхронной частотой двигателя? 5 Главным габаритным размером редуктора является межосевое расстояние a w , которое ориентировочно определяет его длину L L ≈ 2a w a w = 1 2 2 d d + = 1 2 2 mZ mZ + = 1 2 mZ (1+u), где d 1 и d 2 – диаметры начальных окружностей зубчатого зацепления; m – модуль зубчатого зацепления, Z 1 и Z 2 – число зубьев на колесах. Рост синхронной частоты двигателя ведет к увеличению передаточного числа и, следовательно, к увеличению габаритов, а снижение – к уменьшению. 1.9. Как определить требуемую мощность двигателя, если известны часто- та вращения звездочки цепной передачи, ее делительный диаметр и ок- ружное усилие на звездочке? Требуемая мощность определяется по уравнению P тр = P зв / η 0 , где Р зв – мощность на звездочке, η 0 – общий кпд передачи. Мощность на звездочке, кВт P зв = FV, где F – окружное усилие, кН; V – окружная скорость, м/с. V = πD зв n / 60000, где D зв – делительный диаметр звездочки, мм; n – частота вращения, об/мин. 1.10. Как определить требуемую мощность двигателя, если известны ско- рость и усилие ленты транспортера? Требуемая мощность определяется по уравнению P тр = FV/ η 0, где F – усилие натяжения ленты, кН; V – скорость движения ленты, м /с; η 0 – общий КПД привода. 6 1.11. Как определить требуемую мощность двигателя, если заданы частота вращения вала исполнительного механизма и крутящий момент? Требуемая мощность двигателя определяется по уравнению P тр =Р им / η 0, где Р им – мощность исполнительного механизма, η 0 – общий КПД привода. Мощность исполнительного механизма P им =Т им · n им /9550, где Т им – крутящий момент на валу исполнительного механизма, Нм; n им – частота вращения вала, об/мин. 1.12. Как можно определить передаточное отношение привода? Если известны передаточные отношения отдельных ступеней привода, то об- щее передаточное отношение U 0 = U 1 ·U 2 …U n Если известны частоты вращения электродвигателя и вала исполнительного механизма, то U 0 = n c (1– ε /100) / n им , где n c – синхронная частота вращения электродвигателя; ε – величина скольжения в процентах. 1.13. Как определить общий КПД привода? Общий КПД привода определяется по уравнению η 0 = m ∏ η i k где η i – КПД элемента привода, в котором происходят потери мощности на трение; m – число типов элементов привода; к – число однотипных элементов. 7 1.14. С какой целью используется редуктор в машине? Назначение редуктора – понижение частоты вращения и соответственно повы- шение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. 1.15. В каких элементах привода происходят потери мощности? Потери мощности происходят в элементах привода, которые имеют детали, пе- ремещающиеся относительно друг друга, причем это перемещение сопровож- дается механическим трением. К таким элементам относятся все виды механи- ческих передач, а также подшипники и муфты. 1.16. Какая передача называется понижающей, а какая повышающей? Общее передаточное отношение в приводе машины U 0 = n в / u им , где n в и u им – соответственно частоты вращения ведущего и ведомого (исполни- тельного механизма) валов. Если U 0 > 1, то передача является понижающей, если U 0 < 1, то – повышающей. 1.17. По каким критериям работоспособности рассчитываются детали машин? Детали машин, образующие привод, рассчитываются прежде всего по критерию прочности. В отдельных случаях детали машин рассчитываются также по крите- риям жесткости, износостойкости, тепловой и вибрационной устойчивости. [2, с. 10] 1.18. Какие детали относятся к деталям общего машиностроения? К деталям общего машиностроения относятся детали, конструкция и размеры которых регламентированы ГОСТами и которые используются в различных машинах специального назначения. К таким деталям относятся крепежные вин- ты, зубчатые колеса, валы, подшипники и т.п. [2, с. 7] 8 1.19. По каким критериям можно оценить качество проектирования ре- дуктора? Критерий технического уровня редуктора определяется по формуле γ = m / Т т где m – масса редуктора, кг; Т т – вращающий момент на тихоходном валу, Нм γ = 0,06 … 0,2 Низший уровень γ соответствует наиболее рациональным конструкциям. [3, с.275] 1.20. Степень точности изготовления деталей в общем машиностроении? Точность изготовления общемашиностроительных деталей регламентируется ГОСТом 1643–81, предусматривающим 12 степеней точности в порядке убыва- ния от 1 до 12. в общем машиностроении наибольшее применение находят сте- пени точности от 6 до 9. Степень точности для механических передач выбирают в зависимости от на- значения и условий работы. Так, для высокоточных передач рекомендуется 6-ая степень точности, для точных передач – 7-ая, для передач средней точности – 8-ая, для пониженной точности – 9-ая. [2, с. 24] 9 2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 2.1. Что такое модуль передачи? Модуль зубчатой передачи – это число в π раз меньшее делительного окружно- го шага p m = p/π С целью обеспечения взаимозаменяемости зубчатых колес и унификации зубо- резного инструмента значения модулей стандартизированы. [ 2, с. 20] 2.2. Что такое шаг зубчатого колеса? Окружным шагом зубьев p называется расстояние между одноименными сто- ронами двух соседних зубьев, измеренное по дуге окружности (рис. 2.2). Рис. 2.2. Окружной шаг зубчатого колеса [2, с. 20] 2.3. Что такое головка зуба, ножка зуба и как выражается их высота через модуль? Часть зуба, расположенная между окружностью вершин зубьев и делительной окружностью, называют головкой зуба, ее высоту обозначают h а Часть зуба, расположенную между окружностью впадин и делительной окруж- ностью, называют ножкой зуба, ее высоту обозначают h f 10 Для нулевых передач, т.е. у передач для которых суммарный коэффициент смещения х ∑ = 0, h a = m, h f = 1,25m. Рис. 2.3. Геометрия зуба [2, с. 22] 2.4. Как называется прямая линия, на которой происходит контакт зубьев при передаче движения? Эта прямая называется активным участком ab линии зацепления АВ, в свою очередь являющейся участком производящей прямой MN. Положение произво- дящей прямой MN определяется углом зацепления d w , образуемым этой прямой и перпендикуляром к линии центров в полюсе зацепления Р. Последователь- ность построения зубчатого зацепления показана на рис. 2.4.1–2.4.3 [2, с. 19–20] 2.5. Что такое коэффициент перекрытия, допустимое минимальное значе- ние его величины? Коэффициентом торцевого перекрытия ε α называется отношение угла поворота зуба ab в процессе зацепления к угловому шагу (рис. 2.5): ε α = ab/p bt , где p bt – основной окружной шаг (p bt = 2π/z). В прямозубых передачах должно выполняться условие ε α ≥ 1,1. 11 Рис. 2.4. Геометрия зубчатого зацепления; 2.4.1. Начальные окружности и линия зацепления; 2.4.2. Основные окружности; 2.4.3 .Окружности выступов, окружности впадин активный участок линии зацепления ab В косозубых передачах вводится понятие коэффициента осевого перекрытия ε β = b w / p x , где p x – осевой шаг зубьев, b w – ширина зубчатого венца. При проектировании косозубых передач рекомендуется подбирать такое соче- тание параметров, чтобы ε β = 1,1. Суммарный коэффициент перекрытия ε v = ε α + ε β 12 Рис. 2.5. Схема к определению коэффициента торцевого перекрытия [2, с. 23] 2.6. Какие условия прочности необходимо выполнить, чтобы при работе передачи не было контактного разрушения зубьев? Чтобы при работе передачи не было контактного разрушения зубьев, необхо- димо выполнить условие σ H ≤ σ HP , где σ H – контактные напряжения в зубчатом зацеплении; σ HP – допускаемые контактные напряжения. В рационально сконструированной передаче отклонение σ H от допускаемого контактного напряжения σ HP должно лежать в пределах от 15 % недогрузки до 5 % перегрузки. [2, с. 43] 13 2.7. Какие условия прочности необходимо обеспечить при расчете, чтобы при работе передачи не происходило поломки зубьев? Чтобы при работе передачи не происходило поломки зубьев, необходимо вы- полнить условие σ Fj ≤ σ Fpj при j = 1,2 , где σ Fj – напряжение изгиба в основании зуба, σ Fpj – допускаемое напряжение изгиба. Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5 %, недогрузка не регламентируется. [2, с. 46] 2.8. Какие условия прочности требуется обеспечить при расчете цилинд- рической передачи? При расчете цилиндрической зубчатой передачи необходимо выполнить усло- вия прочности по контактным напряжениям σ H ≤ σ HP и по напряжениям изгиба σ F1 ≤ σ FP1 и σ F2 ≤ σ FP2. 2.9. Как изменяются контактные напряжения в передаче при увеличении межосевого расстояния? Увеличение межосевого расстояния ведет к увеличению диаметров колес, а, значит, к уменьшению окружного усилия F τ , что ведет, в свою очередь, к уменьшению напряжений σ H F τ = 2T d ; σ H ≈ k F A τ , где A k – площадь контактной поверхности. 14 2.10. Как изменяется напряжение изгиба при изменении модуля? Увеличения модуля зубчатой передачи при заданном межосевом расстоянии ведет к уменьшению числа зубьев, а, следовательно, к увеличению их размеров. Величина напряжений изгиба σ F определяется осевым моментом сопротивле- ния основания зуба W x σ F ≈ F x W τ 2.1.1. Какой параметр цилиндрической передачи оказывает наибольшее влияние на величину контактных напряжений? Межосевое расстояние. 2.12. Какой параметр передачи оказывает наибольшее влияние на напря- жение изгиба при неизменной величине передаваемых нагрузок? Модуль зубчатой передачи. 2.13. Что такое базовый предел контактной выносливости? Базовое число циклов? Максимальное напряжение, которое образец выдерживает практически неогра- ниченное число циклов, называется пределом контактной выносливости и обо- значается σ н lim (рис. 2.6). Число циклов нагружения, соответствующее началу горизонтального участка кривой усталости, называют базовым числом циклов и обозначают при дейст- вии контактных напряжений N HO и при действии изгибающих напряжений N FO [2, с. 31] 15 Рис. 2.6. Кривая усталости 2.14. Чем отличается расчет допускаемых контактных напряжений для прямозубых и косозубых передач? Для прямозубых передач σ HP = σ HPmin Для косозубых передач σ HP =0,45( σ HP1 + σ HP2 ) ≤ 1,23 σ HPmin, , где σ HPmin – наименьшее из напряжений σ HP1 и σ HP2 [ 2, с. 35] 2.15. Что такое проектный расчет передачи? Что при этом определяется? Проектным расчетом называют определение основных размеров детали при выбранном материале и по формулам, соответствующим главному критерии работоспособности (прочности, жесткости, износостойкости и др.). Этот расчет применяют в тех случаях, когда размеры конструкции заранее не известны. Проектные расчеты выполняются с допущениями, их выполняют как предвари- тельные. В проектном расчете зубчатой передачи определяют межосевое расстояние a w , модуль m, числа зубьев Z 1 и Z 2 фактическое передаточное число u ф , размеры зубчатых колес d j , d aj , d fi , и b wj для j= 1,2 16 2.16. Что такое проверочный расчет передачи? Что при этом проверяют? Проверочным расчетом называют определение фактических характеристик главного критерия работоспособности детали. Проверочный расчет является уточненным, когда форма и размеры детали из- вестны из проектного расчета или приняты конструктивно, а также определена технология изготовления (способ получения заготовки, вид термообработки, качество поверхности и др.). В проверочном расчете зубчатой передачи определяют контактные напряжения σ H и напряжения изгиба σ F и делают проверку по условиям прочности. 2.17. Как производится подбор смазки для зубчатых передач? Первоначально по величине контактных напряжений σ H и окружной скорости V выбирается рекомендуемая кинематическая вязкость смазки, по которой под- бирается соответствующий сорт смазки. При смазывании зубчатых колес окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5–0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. 2.18. Почему угол наклона зубьев в шевронных передачах больше, чем в косозубых? С ростом угла наклона зубьев β возрастает осевая сила (F a = F τ tg β ). Для ее восприятия приходиться усложнять конструкцию опор валов, использовать бо- лее дорогие радиально-упорные подшипники. С учетом этого фактора угол на- клона зубьев β для косозубой передачи рекомендуется принимать в диапазоне 8–16º. В шевронных передачах осевые силы, приложенные к полушевронам, взаимно компенсируются и не передаются на опоры. Это позволяет использовать для шевронных передач угол β в диапазоне 25–45º . [2, с. 48] 17 2.19. Как выбирается материал для зубчатых колес? Выбор материала для изготовления зубчатых колес определяется, в основном, экономическими соображениями. После выбора марки стали необходимо вы- числить диаметр заготовки вал-шестерни D m и характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса S m . При определении механических характери- стик сталей следует выбирать такие, чтобы полученные значения D m и S m были меньше или равны табличным значениям D m1 и S m2 Кроме того, чтобы снизить вероятность заедания и улучшить прирабатывае- мость зубьев, твердость рабочей поверхности зуба у шестерни должна быть на 30–50 НВ выше, чем у колеса, при твердости материала меньше 350 НВ. [2, с. 28–30] 2.20. Как выбирается ширина зубчатого зацепления? Ширина зубчатого зацепления b w определяется в зависимости от межосевого расстояния b w =Ψ ba ·a w где Ψ ba – коэффициент ширины венца колеса, выбираемый из стандартного ряда: 0,16; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0.63; 0,8; 1,0 – в зависимости от расположения шес- терни относительно опор: при симметричном расположении Ψ ba = 0,315–0,5; при несимметричном расположении Ψ ba = 0,25–0,4: при консольном Ψ ba = 0,16–0,25; для шевронных передач Ψ ba = 0.4–0,63. [2, с. 40] 18 3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ 3.1. Что такое проектный расчет валов, как он выполняется? На первом этапе конструирования вала определяют диаметр наименьшего се- чения вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Наименьший диаметр для быстроходного и тихоходного валов имеет сечение на хвостовике вала, для промежуточных валов – сечение в месте установки подшипников. Диаметр наименьшего сечения определяют по формуле 3 3 10 / 0, 2[ ] k d T τ ≥ , где Т – крутящий момент на валу, Нм; [τ k ] – пониженные допускаемые напряжения на кручение, МПа [ ] (0,025...0,030) k в τ σ = , здесь σ в – предел прочности материала вала, МПа. Полученный диаметр вала округляют до ближайшего большего числа из ряда нормальных линейных размеров. 3.2. Какие внешние нагрузки действуют на вал и учитываются при проч- ностных расчетах? На вал действуют крутящий момент и силы в зубчатом зацеплении. К хвосто- вику вала приложены консольные силы, вызванные давлением со стороны ре- менной или цепной передач, или нагрузки от муфт, вызванные несоосностью соединяемых валов. 3.3. Что является конечным результатом уточненного расчета валов? Конечным результатом уточненного расчета валов является определение сум- марного коэффициента запаса прочности S в опасном сечении и сопоставление его с допускаемым значением. [ ] 1,5...2,5 S S ≥ = 19 3.4. Критерии работоспособности валов и осей? Основными критериями работоспособности валов и осей являются прочность и жесткость. Под прочностью понимаем оценку соотношения действительного и допускае- мого напряжений. Проверочные расчеты включают расчеты на усталостную и статическую прочность. Под жесткостью понимаем оценку соотношения действительных и допускае- мых упругих перемещений вала (прогибы и углы поворота). 3.5. Что такое опасное сечение вала? Показать опасные сечения на диа- граммах изменения запаса прочности. Опасным называется такое сечение вала, запас прочности в котором минимален. На диаграмме запаса прочности (рис. 3.5) снижение запаса прочности наблюда- ется на участках с отклонением геометрии вала от гладкой цилиндрической формы (шпоночные пазы, галтели, места посадки подшипников). 3.6. Какой цикл изменения напряжения принимается при расчете запаса прочности по нормальным напряжениям? Как определяются амплитуд- ные и средние напряжения циклов? При расчете запаса прочности по нормальным напряжениям для прямозубых передач принимается симметричный цикл изменения напряжений, а для косо- зубых и шевронных – асимметричный цикл. Амплитудные напряжения σ а = М и /W x , где М и – суммарный изгибающий момент, W x – момент сопротивления при изгибе (осевой). 2 2 и Г B M М М = + , где М Г – изгибающий момент в горизонтальной плоскости; М В – изгибающий момент в вертикальной плоскости. 20 Средние напряжения σ m = N / A, где N – продольная сила, А – площадь поперечного сечения. [2, с. 161–162] 3.7. Какой цикл изменения напряжения принимается при расчете запаса прочности по касательным напряжениям? Как определяются амплитуд- ные и средние напряжения циклов? При расчете запаса прочности по касательным напряжениям принимают наибо- лее неблагоприятный от нулевой цикл изменения напряжений, в котором ам- плитудные и средние напряжения принимаются равными τ a = τ m = Т/(2W ρ ), где T – крутящий момент, W ρ – момент сопротивления при кручении (полярный момент). [2, с. 161–162] 3.8. Как учитываются конструктивные элементы вала при уточненном расчете? Конструктивные элементы вала (галтели, шпоночные пазы, шлицевые и резь- бовые участки, посадки с натягом) при уточненном расчете учитываются как концентраторы напряжений. [2, с. 164–165] 3.9. Показать влияние концентраторов напряжений на диаграмме измене- ния коэффициентов запаса прочности. На диаграмме изменения коэффициентов запаса прочности концентраторы на- пряжений проявляются в виде резких снижений значений этих коэффициентов (рис. 3.1). 21 Рис. 3.1. Диаграмма измерения суммарного коэффициента запаса прочности тихоходного вала 3.10. Как учитываются абсолютные размеры вала и чистота обработки по- верхности при уточненном расчете? При уточненном расчете абсолютные размеры вала учитываются в виде коэф- фициентов влияния размера поперечного сечения ε σ или ε τ , а чистота обработки поверхности учитывается в виде коэффициента влияния шероховатости по- верхности k F [2, с. 163–165] 3.11. При действии на участке вала нескольких концентраторов как нахо- дится расчетное значение коэффициента концентрации? Если в опасном сечении несколько концентраторов, то в расчете учитывается только тот, у которого отношение к σ /ε σ имеет наибольшее значение, где к σ – эффективный коэффициент концентрации напряжений, ε σ – коэффициент влия- ния поперечного размера. [2, с. 163] 22 3.12. Что следует предпринять, если не обеспечивается выполнение усло- вия прочности при уточненном расчете вала? Если не выполняется условие прочности при уточненном расчете вала, то сле- дует заменить марку стали, из которой запроектирован вал, на другую с более высоким пределом прочности, что приведет к увеличению пределов выносли- вости σ – 1 и τ – 1 Другим решением может быть увеличение размеров вала, что приведет к уменьшению амплитудных напряжений σ a , τ a и средних напряже- ний σ m , τ m 3.13. В какой последовательности выполняется уточненный расчет? Последовательность выполнения уточненного расчета: 1. На основе эскизной компоновки выполняется расчетная схема вала, на кото- рой вал представляется в виде балки на двух опорах с внешними нагрузками, приложенными к валу (рис. 3.2.1). 2. Составляются расчетные схемы в проекциях на две взаимно перпендикуляр- ные плоскости – вертикальную и горизонтальную (рис. 3.2.2). 3. На каждой из проекций определяются реакции опор и строятся эпюры про- дольной силы, изгибающих и крутящих моментов. 4. Предварительно назначаются сечения, которые могут быть опасными. Для этих сечений определяются суммарные изгибающие моменты. 5. Для назначенных сечений рассчитываются запасы прочности по нормаль- ным, касательным напряжениям и общие. 6. Определяется опасное сечение, для которого запас прочности окажется ми- нимальным и проверяется выполнение условия прочности. 23 Рис. 3.2.1. Расчетная схема вала Рис. 3.2.2. Расчетные схемы в проекциях на две взаимно перпендикулярные плоскости 24 3.14. Каким образом на эпюрах отражается наличие приложенных к валу продольных сил? Продольная (осевая) сила F a , приложенная к валу, образует сосредоточенный момент M a = F a ·d/2, где d – диаметр начальной окружности зубчатого колеса. На эпюре изгибающих моментов в сечении, к которому приложена продольная сила, образуется скачок изгибающих моментов на величину М a 3.15. На каком этапе проектного расчета определяется положение опор на расчетной схеме вала? Положение опор на расчетной схеме вала определяется при эскизной компо- новке редуктора. 3.16. Что такое предел выносливости при симметричном цикле изменения напряжений? Где он используется при уточненном расчете вала? Пределы выносливости σ – 1 и τ – 1 являются механическими характеристиками, определяющими усталостную прочность. Пределом выносливости называется наибольшее напряжение симметричного цикла, которое с заданной вероятно- стью неразрушения может выдержать образец практически неограниченное число циклов. Используются σ – 1 и τ – 1 при вычислении запаса усталостной прочности. [2, с. 162] 3.17. В каком случае вал и шестерня изготавливаются как одна деталь? Вал и шестерня изготавливаются как одна деталь, когда расстояние х от впади- ны зуба до шпоночного паза для цилиндрических колес меньше 2,5m. m d d x t f 5 , 2 2 2 2 4 1 ≥ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + − = , где d f1 – диаметр впадин шестерни, 25 d 4 – конструктивный диаметр вала под шестерней, t 2 – глубина шпоночного паза в ступице шестерни (рис. 3.3). Рекомендуется быстроходный вал выполнять в виде вал-шестерни при переда- точном числе зубчатой передачи больше 2,5 с целью увеличения его жесткости на изгиб. Рис. 3.3. Схема к расчету величины х [4, с. 230–234] 3.18. На основании какой теории прочности производится расчет на стати- ческую прочность? Расчет вала на статическую прочность производится на основании энергетиче- ской (четвертой) теории прочности, по которой ( ) [ ] σ τ σ σ τ σ σ ≤ + + = + = 2 2 2 2 3 3 к m и к экв [2, с. 167] 3.19. Какие конструктивные элементы облегчают сборку колеса и вала и почему? 26 Со стороны посадки колеса на валу проектируется участок с конусностью 1:30 (рис. 3.4). Этот участок облегчает совпадение шпоночного паза в ступице коле- са со шпонкой, установленной на валу, и обеспечивает центрирование колеса относительно вала при сборке с помощью пресса. Рис. 3.4. Конструктивные элементы вала 3.20. Как влияют радиусы галтели на величину коэффициента концентрации? Увеличение радиуса галтели r ведет к уменьшению отношения t/r, где t – раз- ница радиусов ступенчатого перехода на валу, и к уменьшению эффективных коэффициентов концентрации напряжений к σ и к τ . В конечном итоге увеличе- ние радиусов галтели ведет к увеличению коэффициентов запаса прочности S σ и S τ [2, с. 164] 27 4. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ И ШПОНОК 4.1. Что является критерием работоспособности подшипников качения? Критерием работоспособности подшипников качения является усталостная прочность, которая оценивается как долговечность. Долговечность определяет- ся с учетом базовой динамической грузоподъемности подшипника. [2, с. 181] 4.2. Какая минимальная долговечность допускается для подшипников ка- чения, устанавливаемых в зубчатых редукторах? Для подшипников качения, устанавливаемых в зубчатых редукторах, долговеч- ность должна быть не менее 12500 часов. [2, с. 184] 4.3. Как рассчитывается долговечность подшипников? В каких единицах она выражается? Долговечность (базовый расчетный ресурс) подшипника может быть выражена в миллионах оборотов L или в часах L h : 6 ; 10 / 60 m h c L L L n P ⎛ ⎞ = = ⋅ ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ , где n – частота вращения кольца подшипника, c – динамическая грузоподъемность, P – эквивалентная динамическая нагрузка, m – показатель степени кривой усталости. [2, с. 182] 4.4. Что такое динамическая грузоподъемность подшипников? Как она оп- ределяется при расчете подшипников? Одним из основных видов расчета подшипников качения является расчет на долговечность по динамической грузоподъемности для предотвращения уста- 28 лостного выкрашивания. При расчете подшипника на долговечность учитыва- ют его базовую динамическую грузоподъемность С, которая соответствует на- грузке, выдерживаемой не менее 90 % подвергнутых испытанию подшипников без появления признаков усталости в течении 1 млн. оборотов. Эта нагрузка приводится в ГОСТе и зависит от выбранного типоразмера подшипника. [2, с. 180] 4.5. Что такое эквивалентная нагрузка подшипников? Как она рассчиты- вается? Эквивалентная динамическая нагрузка – это постоянная нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним и неподвижным внешним кольцами обеспечивает такую же долговечность, какую имеет под- шипник при действительных условиях нагружения. Для определения эквивалентной динамической нагрузки используют зависимость P=(XVF r +YF a )K Б K T , где F r и F a – радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник; Х и У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки; K Б – коэффициент безопасности; K T – температурный коэффициент; V – коэффициент вращения. [2, с. 183] 4.6. Как находятся коэффициенты нагрузки Х, У и величина Fa при расче- те радиальных шариковых подшипников? Коэффициенты нагрузки Х и У определяются в зависимости от отношения a r F VF и параметра осевого нагружения ℮. Если a r F VF ≤ ℮, то осевая нагрузка не оказывает влияния на долговечность этих подшипников и следует принять Х = 1, У = 0. Если a r F VF >℮, то Х = 0,56, а У = (1 – Х)/e. 29 Осевая нагрузка F a равна внешней осевой силе, действующей на вал. [2, с. 181–184] 4.7. Как находятся коэффициенты Х, У и величина Fa при расчете ради- ально-упорных подшипников? Коэффициенты нагрузки Х и У в однорядных радиально-упорных подшипниках находят таким же способом, как и в радиальных подшипниках (см. п. 4.6 на- стоящего раздела). При нагружении радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой F ri возникает осевая составляющая i S , определяемая по формулам ' i zi S e F = – для шариковых подшипников; ' 0,83 i zi S e F = – для роликовых конических подшипников, где i – номер опоры, ' e – коэффициент минимальной осевой нагрузки. Для радиально–упорных шариковых подшипников с углом контакта α≥ 18° принимают ' e e = При определении осевой силы ai F необходимо учитывать соотношение осевых составляющих и внешней осевой силы, действующей на вал. [2, с. 184–187] 4.8. Классификация подшипников качения. Подшипники качения классифицирую по следующим признакам: – по форме тел качения; – по направлению воспринимаемой нагрузки; – по числу рядов тел качения; – по грузоподъемности; – по классам точности, – по допустимому углу перекоса колес. [2, с. 175–177] 30 4.9. Смазка подшипников качения Смазывание подшипников применяют в целях защиты от коррозии, для сниже- ния трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Для смазывания подшипников применяют жидкие и пластичные смазки. Жид- кие смазки применяют при окружных скоростях более 1,5–2 м/с за счет раз- брызгивания масла колесами. Пластичные смазки применяют при малых ок- ружных скоростях. 4.10. Что такое статическая грузоподъемность подшипника? Базовая статическая грузоподъемность С o – это такая постоянная нагрузка, ко- торая соответствует максимальным расчетным контактным напряжениям меж- ду телом качения и дорожкой качения подшипника. Величина этих напряжений определяется типом подшипника. [2, с.180–181] 4.11. Какой подшипник имеет больший наружный диаметр: 308 или 408? Подшипник 408 относится к тяжелой серии по грузоподъемности, следователь- но, он имеет большие габаритные размеры, и соответственно, больший наруж- ный диаметр. 4.12. Как определить наиболее нагруженный подшипник? Наиболее нагруженный подшипник определяется по результатам расчета пол- ных давлений в опорах 2 2 1 1 1 r B R P P = + и 2 2 2 2 2 r B R R R = + , где 1 2 , r r R R – реакции опор в горизонтальной плоскости, 1 2 , B B R R – реакции опор в вертикальной плоскости. Считаем также, что наиболее нагруженная опора воспринимает и осевую на- грузку. 31 4.13. Что является критерием работоспособности призматических шпо- ночных соединений? Критерием работоспособности является прочность по напряжениям смятия σ см или по напряжениям среза τ ср Для стандартных шпонок достаточно проверять условие прочности только на смятие. 4.14. В каких случаях требуется выполнять расчет шпоночных соединений по напряжениям среза? Этот расчет необходим, если конструируются нестандартные шпоночные со- единения. 4.15. С какой целью при изготовлении шпоночных соединений обеспечивает- ся зазор между шпонкой и торцевой поверхностью шпоночного паза ступицы? У призматической шпонки боковые поверхности являются рабочими, поэтому при сборке шпоночного соединения в радиальном направлении предусматрива- ется зазор, чтобы гарантированно обеспечить передачу крутящего момента бо- ковыми поверхностями шпонки. 4.16. Что следует предпринять, если не выполняется условие прочности при расчете шпонок? Если при проверке шпонки напряжение смятия окажется ниже допустимого [σ см ], то можно установить две шпонки или выбрать шлицевое соединение. [3, с. 266] 4.17. Что такое напряженное соединение? Это соединение деталей, в котором напряжения появляются на этапе сборки до приложения рабочей нагрузки. Например, посадка с натягом подшипников на вал. 32 4.18. Что такое ненапряженное соединение? Это соединение деталей, в котором напряжения появляются только после при- ложения внешних сил. 4.19. Могут ли ненапряженные шпоночные соединения обеспечивать осе- вую фиксацию колес? Не могут. В этом случае осевую фиксацию колес приходиться обеспечивать конструктивными мерами, используя буртики на валу, дистанционные втулки, разрезные кольца и тому подобные элементы. 4.20. С какой целью используются шпоночные соединения? Какие напря- жения возникают в шпонке при нагрузке? Шпонки служат для передачи крутящего момента к установленным на валу де- талям (шкивам, зубчатым и червячным колеса, муфтам и тому подобное) или, наоборот, от этих деталей к валам. При передаче крутящего момента шпонка работает на смятие и на срез (рис. 4.1). Рис. 4.1. Силы, действующие на шпонку 33 5. КОНСТРУКЦИЯ РЕДУКТОРА 5.1. Когда можно выполнять корпус редуктора без грузозахватных уст- ройств? Корпус редуктора изготавливается без грузозахватных приспособлений (про- ушины, рым-болты и крюки), когда масса редуктора в сборе не превышает 20 кг. 5.2. С какой целью выполняется отверстие в ручке смотровой крышки? Через отверстие в ручке смотровой крышки выходит воздух, который расширя- ется от выделения тепла в зацеплении. Если для воздуха не предусмотрено от- верстие для выхода, то он пробивается через стыки и уплотнения, что способ- ствует вытеканию смазки наружу. Если редуктор работает в условиях повышенной загрязненности, то необходи- мо проектировать пробку-отдушину с фильтром, так как при охлаждении ре- дуктора во время остановки загрязненный воздух всасывается внутрь. 5.3. Как по чертежу редуктора можно определить его передаточное число? Для этого нужно измерить диаметры начальных окружностей колеса и шестер- ни, получить частное от их деления и округлить полученный результат до стан- дартного значения. 5.4. Как определить передаточное число редуктора, не разбирая его? Нужно провернуть быстроходный вал такое число раз, чтобы получить один оборот тихоходного вала. Это число оборотов быстроходного вала, округлен- ное до стандартного значения, и есть передаточное число редуктора. 5.5. Как определить какой из выходных валов является быстроходным, а какой тихоходным не проворачивая валы? Быстроходный вал редуктора имеет меньший диаметр по сравнению с тихоход- ным, так как последний передает больший крутящий момент. 34 5.6. С какой целью устанавливаются прокладки между нажимными крышками подшипниковых узлов и корпусом? Как эта цель достигается при использовании врезных крышек? Прокладки между нажимными крышками подшипниковых узлов и корпусом редуктора устанавливаются для регулировки теплового зазора и уплотнения стыка крышки с корпусом. При использовании врезных крышек эта регулировка осуществляется с помо- щью распорных втулок или нажимного винта со стороны глухой крышки через шайбу. 5.7. Как уплотняется фланцевый разъем корпуса и крышки редуктора? При сборке стыковые поверхности фланцев корпуса и крышки редуктора по- крываются пастой «Герметик», либо лаком. 5.8. Как при сборке редуктора учитывается некоторое удлинение вала из-за нагрева редуктора при работе? Чтобы избежать температурных деформаций вала при нагреве, необходимо од- ну из опор сделать плавающей, или предусмотреть тепловой зазор между крышкой подшипникового узла и подшипником. [3, с. 200–208] 5.9. С какой целью в конструкции редуктора используются штифты? Корпус и крышку редуктора фиксируют относительно друг друга штифтами, устанавливаемыми без зазора до расточки отверстий под подшипники. Штифты позволяют многократно разбирать и собирать редуктор без смещения осей расточек под подшипники. 35 5.10. Из каких деталей состоит система смазки в редукторе? Система смазки в общем случае состоит из отверстия для заливки (это отвер- стие закрывается смотровой крышкой с ручкой-отдушиной), масловыпускного отверстия с пробкой в нижней части корпуса, а также маслоизмерительного устройства для контроля уровня смазки в редукторе. В зависимости от величины окружной скорости зубчатых колес также приме- няются маслоотражательные или мазеудерживающие кольца, которые тоже от- носятся к системе смазки. 5.11. Изобразить мазеудерживающее кольцо. Когда оно используется? Конструкция мазеудерживающего кольца представлена на рис. 5.1. Используется оно, когда окружная скорость зубчатых колес менее 2 м/с и под- шипники смазываются пластичной смазкой. Рис. 5.1. Мазеудерживающее кольцо 36 5.12. Изобразить конструкцию маслоотражательного кольца. Когда оно используется? Конструкция маслоотражательного кольца приведена на рис. 5.2. Используется оно, когда окружная скорость зубчатых колес более 2 м/с, а диаметр выступов косозубой или шевронной шестерни меньше наружного диаметра подшипника на быстроходном валу. Рис. 5.2. Маслоотражательное кольцо 5.13. Какие размеры проставляются на сборочном чертеже? На сборочном чертеже проставляются габаритные, установочные, присоедини- тельные, посадочные и справочные размеры. Кроме того, проставляются межо- севые расстояния с допусками. 5.14. Когда на сборочном чертеже проставляются посадки, а когда допуски? Посадки на сборочном чертеже проставляются, когда на чертеже изображены сопрягаемые детали, например, валы и подшипники, тихоходный вал и колесо. Допуски проставляются на деталях, если на сборочном чертеже нет сопрягае- мой детали. Например, на выходных участках валов указываются только до- пуски на диаметр (рис. 5.4). 37 5.15. Какие параметры редуктора регламентированы стандартом? Стандартом регламентируются передаточные числа, межосевые расстояния между валами редуктора и коэффициент ширины колеса. Рис. 5.4. Допуски и посадки на сборочном чертеже 5.16. Что такое плавающий вал? Плавающим называют вал, у которого обе опоры являются шарнирно– подвижными (плавающими). Такую конструкцию имеет один из валов шеврон- ной зубчатой передачи, обычно быстроходный (рис. 5.5). В этом случае вал имеет некоторое возвратно–поступательное осевое смещение, которое позволя- ет компенсировать разницу в осевых усилиях на полушевронах и не передавать эту нагрузку на подшипники. 5.17. Как определяются уровни смазки при проектировании и в процессе эксплуатации редуктора? Глубина погружения зубчатого колеса в масляную ванну должна быть не меньше высоты зуба. Максимальная глубина погружения h max зависит от ок- ружной скорости в зацеплении: при V = 5–7 м/с принимаем h max = 4,5m ; При V < 0,5 м/с допускается погружать колесо до 1/6 его радиуса. 38 Контроль уровня смазки осуществляется с помощью маслоуказателя во время остановки редуктора. [5, с. 19] Рис. 5.5. Конструкция плавающего вала 5.18. Когда применяются врезные крышки? Врезные крышки рекомендуется применять в тех случаях, когда через под- шипниковый узел проходит разъем корпуса, например, в горизонтальных ре- дукторах. 5.19. Какие виды уплотнений применяются в редукторах? В редукторах применяют уплотнения в подшипниковых узлах, а также в слив- ной пробке, в маслоуказателе и смотровой крышке. 39 Уплотняющие устройства в подшипниковых узлах различают по конструкции: контактные (манжетные), лабиринтные и щелевые (рис. 5.6). Рис. 5.6. Виды уплотнений, применяющихся в редукторах 5.20. Что такое технический уровень редуктора? Критерий технического уровня редуктора определяется по формуле T T m γ = , где Т Т – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм; m – масса редуктора, кг. Для редукторов, соответствующих современным мировым образцам, этот уро- вень составляет 0,06–0,10. [3, с. 275–279] 40 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 1. Задания на курсовые работы и проекты/ сост. Ю.В. Песин, Б.Р. Картак, Ека- теринбург: УГТУ–УПИ, 2008, 36 с. 2. Баранов Г.Л. Детали машин и основы конструирования: – Екатеринбург: УГТУ–УПИ, 2008, 288 с. 3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие – Калининград: 2003, 453 с. 4. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин, М. : Маши- ностроение, 1988, 416 с. 5. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методиче- ские указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Меха- ника»/ сост. Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2007. 49 с. Учебное электронное текстовое издание Картак Борис Рудольфович Песина Наталья Юрьевна 100 ВОПРОСОВ И ОТВЕТОВ ПО КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ Детали машин и основы конструирования Редактор Н.В. Лутова Компьютерная верстка Н.Ю. Песина Рекомендовано РИС ГОУ ВПО УГТУ–УПИ Разрешен к публикации 10.12.09. Электронный формат – pdf Объем 2 уч.-изд. л. Издательство ГОУ–ВПО УГТУ–УПИ 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 19 Информационный портал ГОУ ВПО УГТУ–УПИ http://www.ustu.ru |