*1). Осн опред: раб машина, узел, соединение, деталь. Требов к дет и узлам машин.

Деталь – такая часть машины, которую изготавливают без сборочных операций. Детали простые: гайка, шпонка и др. Детсложные: коленчатый вал, станина станка и др.

Узел – представляет собой законченную сборочную единицу, которая состоит из ряда деталей, имеющие общее функционирование( подшипник, редуктор и др.)

Детали составляющие машину, связаны между собой тем или иными способом. Эти связи можно разделить на подвижные и не подвижные. Неподвижные связи в механизме называются соединениями.

Основные требования: Надежность и экономичность.

Надежность – понимают свойства детали, узла, машины сохранять во времени свою работоспособность.Экономичность - характеристика связанная со стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию.

Критерии работоспособности: прочность, жесткость, устойчивость, коррозионная стойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

*2). Стадии конструирования машин. Требования к материалам деталей машин. Классификация, типы, и основные требования к соединениям.

Требования к материалам :1.Соответствие свойств материала главному критерию работоспособности (прочности, износостойкости и др.).2. Требование к массе и габаритам детали и машины в целом.3.Соответствие технологических свойств материала конструктивной форме детали и способу ее обработки. 4.Стоимость и дефицитность материала. 5.Фрикционные свойства и т.д.

Соединения двух типов : разъемные и неразъёмные. Разъемные делятся на резьбовые, шпоночные, шлицевые и др. Неразъемные делятся на сварные, заклепочные, паянные, с натягом и др. Основным критерием соединений является прочность.

*3). Основные типы резьб и области их применения. Основные типы крепежных деталей и способы стопорения.

Основные типы резьб. Резьбы крепежные: метрическая с треугольным профилем(используются для разъёмного соединения(прочность и плотность)),трубная треугольный профиль с кругленными впадинами и вершинами(используется для соединений труб, (герметичн и прочн соединения)),круглая, резьба винтов для дерева.

Резьбы винтовых механизмов(ходовые резьбы): прямоугольные, трапецеидальные симметричные, трапецеидальные не симметричные(упорная).

Для соединения деталей применяют болты (винты с гайками) – рис.а), винты (рис. б) и шпильки с гайками (рис. в). Основным преимуществом болтового соединения является то, что при нем не требуется нарезать резьбу в соединяемых деталях. Винты и шпильки применяют в тех случаях, когда постановка болта невозможна или нерациональна.

Способы стопорения:

1. Повышают и стабилизируют трение в резьбе путем постановки контргайки, пружинной шайбы и др. 2. Гайку жестко соединяют со стержнем винта, например, с помощью шплинта или прошивают группу винтов проволокой. 3. Гайку жестко соед. с деталью, например, с помощью специальной шайбы или планки.

Зависимость момента от осевой силы винта – вывод формулы

ТзавТ_рТ _т, T_T FfD_cp /2, D_cp = (D₁+ d_отв)/2, Ft = 2Tp/d_2, Ft = Ftg(ψ+φ) ,

Tp = 0,5 Fd₂ tg(ψ+φ) ;T_зав0,5FdDcp/2ftgT_отв0,5Fd₂Dcp/2ftg

d_отв – диаметр отверстия под винт; D₁ – наружный диаметр опорного торца гайки;

D_{cp - средний диаметр опорного торца гайки;}f – коэффициент трения на торце гайки;Т_Т – момент сил трения на опорном торце гайки; Т_Р – момент сил трения в резьбе;φ - угол трения в резьбе; Ψ- угол подъёма.

Условие самоторможения винтовой пары

Условие самоторможения записывается в виде Т_отв>0. Без учета трения на торце гайки, получим tg(φ – ψ)>0 или ψ<φ.

Всегда нужно его обеспечивать так как в некоторых условиях условие может нарушиться и приведет к самоотвинчиванию.(например при вибрациях).

Способы повышения КПД винтовой пары

η = Т'_зав/Т_зав= tgψ/Dcp/2ftg или  tg tg .

В самотормозящей паре, где ψ<φ, η < 0,5. Формула позволяет отметить, что КПД возрастает с увеличением ψ и уменьшением φ.

Распределение осевой нагрузки по виткам резьбы

Осевая нагрузка винта передается через резьбу гайке и уравновешивается реакцией ее опоры. Каждый виток резьбы нагружается соответственно силами F₁, F₂,….Fz, которые не равны между собой, где z – число витков резьбы гайки.

Задача о распределении нагрузки по виткам статически неопределима. Впервые она была решена Н.Е. Жуковским в 1902 году. График свидет о значительной перегрузке первых (нижних) витков гайки и нецелесообразности увеличения их числа, так как последние витки мало нагружены.

*4). По какому условию определяют высоту стандартной гайки.

H = 0,8 d – условие определение высоты стандартной гайки. Н- высота гайки

Кроме нормальных, стандартом предусмотрены высокие H=1,2 d и низкие H = 0,5 d гайки. Прочность резьбы при нормальных и высоких гайках превышает прочность стержня винта. Стандартные высоты гаек (за исключением низких) и глубины завинчивания исключают необходимость расчета на прочность резьбы стандартных крепежных деталей.

5-9) . Типовые случаи нагрузки болта. В каких конструкциях такие случаи встречаются.| 6/ Как рассчитывают болты, поставленные с зазором и без зазора в соединениях при сдвиге нагрузки.|7) Расчет на пресность стержня винта нагруженного на болт, из условия нераскрытого стыка.

(5 вопрос рассматриваются все 4 случая)Первый случай

_{Примером служит резьбовой участок грузового болта для подвешивания груза. Опасным является сечение, ослабленное резьбой. Площадь этого сечения оценивают приближенно по внутреннему диаметру} d₁ резьбы. Условие прочности по напряжениям растяжения в стержне,где допускаемое напряжение для растягивающей внешней нагрузки без затяжки болтов [σ] = 0,6Т σ= F/[(π/4)·d₁ ²]≤ [σ]

Второй случай. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин. В этом случае стержень болта растягивается осевой силой F_зат, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил трения в резьбе Т_р, т.е. работает на кручение. Прочность болта определяют по эквивалентному напряжению Для стандартных метрических резьб расчеты показывают, что σ_экв = 1,3σ. Это позволяет производить расчет прочности болтов по упрощенной формуле. В среднем и тяжелом машиностроении не рекомендуют применять болты малых диаметров (меньше М8), т.к. их можно разрушить при недостаточно квалифицированной затяжке.

σ_экв= ≤[σ] σ_экв = 1,3·F/[(π/4)·d₁ ²]≤ [σ]

_{(6 вопрос})Третий случай. Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Конструкция может быть выполнена в двух вариантах: первый, болт поставлен с зазором; второй – болт поставлен без зазора.

зазор без зазора

Болт поставлен с зазором. Внешняя нагрузка уравновешивается силами трения в стыке, которые образуются от затяжки болта. Без затяжки болтов детали могут сдвигаться на величину зазора, что недопустимо. Рассматривая равновесие детали 2, получаем условие отсутствия сдвига деталей F< i F_тр=i F_зат f, или F_зат=KF/(if),

где i – число плоскостей сдвига деталей (на рисунке i = 2); f – коэффициент трения в стыке;( f = 0,15…0,20); K – коэффициент запаса (K = 1,3…1,5 при статической нагрузке, K = 1,8…2 при переменной нагрузке). Прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению σ_экв.

_{Болт поставлен без зазора}. В этом случае отверстие под болт калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта не обязательна. В общем случае болт можно заменить штифтом. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза τ= F/[(π/4)·d₁ ²i]≤ [τ]

Расчет на смятие производится по условным напряжениям из-за сложности установить точный закон распределения напряжений по цилиндрической поверхности деталей. При этом для средней детали (и при соединении только двух деталей).

σ_см = F/[d· ]≤ [σ_см],для крайних положения σ_см = F/2·[d· ]≤ [σ_см].Из двух значений σ_см расчет прочности выполняют по наибольшему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали.

(7 вопрос).Четвертый случай. Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей. Примером служат болты для крепления крышек цилиндров (резервуаров), нагруженных давлением р жидкости или газа. Затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытые стыка под нагрузкой. F_зат – сила

затяжки болта; F₁ = F/z – внешняя нагрузка соединения (от давлении), приходящаяся на один болт; z – число болтов. Приложение внешней нагрузки вызывает дополнительную нагрузку на болт FF _,где χ– коэффициент внешней нагрузки.

а) Прочность болта при статической нагрузке:

_{σ = 1,3·}Fр/[(π/4)·d₁ ²]≤ [σ]

б) Прочность болта при переменных нагрузках. При переменных нагрузках полное напряжение в болте можно разделить на постоянное (σ_m) и переменное с амплитудой (σ_а):

σ_м= [ Fзат +(Fб/2)]/Aб_, σ_а= [Fб/2]/Aб,

Запас прочности по переменным напряжениям подсчитывают по формуле:

где σ-1– предел выносливости материала болта; Kσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе. ψσ =0,1– коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

8). χ– коэффициент внешней нагрузки.χ= λд/ (λд +λδ)

где λδ – податливость болта, равная его удлинению при единичной нагрузке; λд – суммарная податливость соединяемых деталей. Для большинства практических случаев расчет податливостей деталей связан с большими трудностями. Между тем расчеты и испытания конструкций показывают, что χ можно принять равным или меньше (0,2….0,3) для соединений без мягких прокладок. Переменные напряжения вызывают явление усталости. Чем меньше χ , тем выше сопротивление болта усталости. При этом, упругие болты – хорошая защита от усталостного разрушения.

10). Опред расч нагрузки наиб нагруженного болта в соединении с группой болтов.

В конструкции соединения болты могут быть поставлены без зазора или с зазором.

Болт поставлен с зазором. Внешняя нагрузка уравновешивается силами трения в стыке, которые образуются от затяжки болта. Без затяжки болтов детали могут сдвигаться на величину зазора, что недопустимо. Рассматривая равновесие детали 2, получаем условие отсутствия сдвига деталей F< i F_тр=i F_зат f, или F_зат=KF/(if),

где i – число плоскостей сдвига деталей ,f – коэффициент трения в стыке; K – коэффициент запаса Прочность болта оценивают по эквивалентному напряж σ_экв.

_{Болт поставлен без зазора}. В этом случае отверстие под болт калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим без зазорную посадку. При расчете прочности соед не учит силы трения в стыке, так как затяжка болта не обязательна Условие прочности по напряжениям среза τ= F/[(π/4)·d₁ ²i]≤ [τ]

σ_см = F/[d· ]≤ [σ_см],для крайних положения σ_см = F/2·[d· ]≤ [σ_см].Из двух значений σ_см расчет прочности выполняют по наибольшему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали.

11). Как образуется заклепочное соединение. Коэффициент прочности φ заклепочного соединения, способы его увеличения.

Заклепочное соединение неразъемное. В большинстве случаев его применяют для соединения листов и фасонных прокатных профилей. Соединение образуют расклепыванием стержня заклепки, вставленной в отверстие деталей. На рисунке обозначено: 1 – обжимка; 2 – прижим при машинной клепке; 3 – замыкающая головка; 4 – закладная головка; 5 – поддержка.

Отношение напряжений σ'/ σ = (t-d)/t = φ называют коэффициентом прочности заклепочного шва. Значение φ показывает, как уменьшается прочность листов при соединении заклепками. При стандартных размерах для односрезного шва, например, φ = 0,65, т.е. образование заклепочного соединения уменьшает прочность листов на 35%. Понижение прочности деталей – одна из главных отрицательных характеристик заклепочного соединения. Для увеличения значения φ применяют многорядные и многосрезные швы.

12). Оценка сварного соединения по сравнению с заклепочным. Сравнить соединения встык и внахлестку, их достоинства и недостатки.

Сварное соединение – неразъемное. Из всех видов сварки наиболее широко распространена электрическая. Различают два основных вида электросварки: дуговую и контактную. Сварное соединение является наиболее совершенным из неразъёмных соединений, так как лучше других приближает составные детали к целым. Заклепочное соединение неразъемное. В большинстве случаев его применяют для соединения листов и фасонных прокатных профилей.

Стыковое соединение:1) наиболее простое и надежное.2) используется для сваривания больших и малых толщинах( при малых толщинах не требуется обработка кромок, а при больших необходима.3)Сваривать в стык можно не только листы или полоски, но также трубы, уголки, швеллеры и другие фасонные профиля.4)Стыковые соединения могут разрушиться по шву.5) Расчет прочности принято выполнять по размерам сечения деталей в зоне шва.6).Возможность снижения прочности деталей в зоне шва.

Нахлесточное соединение: 1) различают швы: нормальные, вогнутые, выпуклые.(сложны).2)распространённые нормальные швы, выпуклые и вогнутые применяются редко. 3) выпуклые швы резко изменяют сечение деталей в местах соединения(причина повышенных напряжения).4) Вогнутые снижают концентрацию напряжений, вогнутость шва достиг механич обраб, что увеличт стоимость соединений.

13). В чем преимущества вогнутой формы поперечного сечения углового шва. Расчёт на прочность полос, сваренных встык.Вогнутые формы поперечного сечения углового шва снижают концентрацию напряжений и рекомендуются при действии переменных нагрузок, вогнутость шва достигается механической обработкой, что увеличивает стоимость соединений. Такой шов применяется в особых случаях ,когда оправдываются дополнительные расходы.Расчет полос, сваренных встык:

1) на растяжение σ = F/A = F/(bδ)=[σ'] ; 2) на изгиб σ = M/W =6M/(bδ² )=[σ'] , где b и δ – ширина и толщина полосы; [σ'] – допускаемое напряжение для сварных соединений. Отношение φ = [σ']/ [σ]р – является коэффициентом прочности сварного соединения. Значение φ колеблется в пределах 0,9…1.Если требуется прочность соединения, применяю косые швы. Расчет косого шва произв по тем же формулам.