Б1. Деталь представляет собой часть от конструкции, которую изготавливают без сборочной операции. Существуют три типа машин: энергетические, информационные, технологические (рабочие). Существует ряд деталей, которые присутствуют в каждой рабочей машине – детали общего назначения или общего машиностроительного применения. Большая часть из них стандартизирована и нормализована (валы, оси, подшипники и т.д.). Узел есть законченная сборочная единица, состоящая из ряда деталей, имеющие общее функциональное назначение (подшипник, редуктор и т.д.). Простейший узел подшипник входит в конструкцию более сложного узла редуктора, а тот в свою очередь является элементом конструкции транспортера.

Неподвижные связи в технике называют соединениями.

Требования Качество детали, узла оценивают по двум факторам:

1. Надежность – свойство детали, узла, самой машины сохранять свою работоспособность во времени.

2. Экономичность – характеризуется стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию.

Критерии работоспособности деталей и узлов: прочность, жесткость, износостойкость, коррозионная стойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

Для одних деталей важен один критерий для других другой.

Работоспособность деталей и машин обеспечивается выбором соотв. материала, рациональной конструктивной формой, расчетом размеров деталей по главному критерию работоспособности.

Б2. Требования к материалам. Следует учитывать:

1. Соответствие свойств материала главному критерию работоспособности (прочность, износостойкость).

2. Соответствие технологических свойств конструктивной форме и способу обработки.

3. Стоимость и дефицитность материала.

4. Требования к массе и габаритам материала.

5. Фрикционные свойства.

Надежность деталей машин. Жизненный цикл каждой детали или машины включает три этапа, на которых формируется их надежность: проектирование, производство, эксплуатация. При проектировании закладываются основы надежности, плохо подуманные конструкции не бывают надежными. При производстве реализуются все средства повышения надежности, предусмотренные конструктором. Отклонение от конструкторской документации снижает надежность. При эксплуатации реализуется надежность изделия. Долговечность и надежность проверяется только в ходе эксплуатации, зависит от условий эксплуатации, режимов работы и т.д.

Для повышения надежности необходимо:

1. Проектировать по возможности простые изделия с меньшим числом деталей.

2. Использовать высокопрочные материалы и упрочняющие технологии.

3. Организовать хорошую систему смазки

4. Использовать устройство, предохраняющее от перегрузок.

5. Использование стандартных узлов и деталей. Обеспечивать легкий доступ к осмотру и замене деталей.

Этапы проектирования машин.

1. Техническое задание.

2. Техническое предложение.

3. Эскизный проект.

4. Технический проект.

5. Разработка рабочей документации.

Детали, составляющие машину, связаны между собой тем или иным способом. Эти связи можно разделить на подвижные (различного рода шарниры, подшипники, зацепления и пр.) и неподвижные (резьбовые, сварные, шпоночные и др.). Наличие подвижных связей в машине обусловлено ее кинематической схемой. Неподвижные связи обусловлены целесообразностью расчленения машины на узлы и детали для того, чтобы

упростить производство, облегчить сборку, ремонт, транспортировку и т. п. Неподвижные связи в технике называют соединениями. По признаку разъемности все виды соединений можно разделить на разъемные и неразъемные. Разъемные соединения позволяют разъединять детали без их повреждения. К ним относятся резьбовые, штифтовые, клеммовые, шпоночные, шлицевые и профильные соединения. Неразъемные соединения не позволяют разъединять детали без их повреждения. Применение неразъемных соединений обусловлено в основном технологическими и экономическими требованиями. К этой группе соединений относятся заклепочные, сварные и соединения с натягом (прессовые). Основным критерием работоспособности и расчета соединений является прочность. Необходимо стремиться к тому, чтобы соединение было равнопрочным с соединяемыми элементами. Наличие соединения, которое обладает прочностью, составляющей, например, 0,8 от прочности самих деталей, свидетельствует о том, что 20% нагрузочной способности этих деталей или соответствующая часть металла конструкции не используется. Желательно, чтобы соединение не искажало форму изделия, не вносило дополнительных элементов в его конструкцию и т.п.

Б3. Основные типы резьб. По назначению различают резьбы крепежные и резьбы для винтовых механизмов. Резьбы крепежные: метрическая с треугольным профилем –основная крепежная резьба; трубная – треугольная со скругленными вершинами и впадинами; круглая; резьба винтов для дерева.

Резьбы винтовых механизмов (ходовые резьбы): прямоугольная; трапецеидальная симметричная; трапецеидальная несимметричная или упорная.

Приведенная классификация не является строгой, так как в практике встречаются случаи применения метрической резьбы с мелким шагом в точных измерительных винтовых механизмах и, наоборот, трапецеидальных резьб как крепежных.

Резьбы трубные применяются для герметичного соединения труб и арматуры. Резьба прямоугольная широко применялась ранее в винтовых механизмах. Резьба трапецеидальная изготовляется с симметричным и несимметричным профилями. Симметричную резьбу используют для передачи двустороннего движения под нагрузкой. Несимметричная резьба предназначается для одностороннего движения под нагрузкой и называется упорной резьбой. Она применяется для винтов-домкратов, прессов и т.д.

Основные типы крепежных деталей

Для соединения деталей применяют болты (винты с гайками), винты, шпильки с гайками. Основным преимуществом болтового соединения является

то, что при нем не требуется нарезать резьбу в соединяемых

деталях. Это особенно важно в тех случаях, когда материал

детали не может обеспечить достаточную прочность и долговечность резьбы. К недостаткам болтового соединения можно отнести следующее: обе соединяемые детали должны иметь места для расположения гайки или головки винта; при завинчивании и отвинчивании гайки необходимо удерживать головку винта от проворачивания; по сравнению с винтовым болтовое соединение несколько увеличивает массу изделия и больше искажает его внешние очертания. Винты и шпильки применяют в тех случаях, когда постановка болта невозможна или нерациональна. Например, нет места для размещения гайки (головки), нет доступа к гайке (головке), при большой толщине детали необходимы глубокое сверление и длинный болт и т. п. Если при эксплуатации деталь часто снимают и затем снова ставят на место, то ее следует закреплять болтами или шпильками, так как винты при многократном завинчивании могут повредить резьбу в детали. Повреждение резьбы более вероятно при малопрочных хрупких материалах. Подкладную шайбу ставят под гайку или головку винта для уменьшения смятия детали гайкой, если деталь изготовлена из менее прочного материала. Предохранения чистых поверхностей деталей от царапин при завинчивании гайки (винта), перекрытия большого зазора отверстия. В других случаях подкладную шайбу ставить нецелесообразно. Кроме подкладных шайб применяют стопорные или предохранительные шайбы, которые предохраняют соединение от самоотвинчивания.

Способы стопорения:

1. Повышают и стабилизируют трение в резьбе путем постановки контргайки, пружинной шайбы, применение резьбовых пар с натягом в резьбе.

2. Гайку жестко соединяют со стержнем винта с помощью шплинта или прошивают группу винтов проволокой.

3. Гайку жестко соединяют с деталью с помощью специальной шайбы или планки.

Зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой винта. Если винт нагружен осевой силой F, то для завинчивания гайки к ключу необходимо приложить момент T_зав, а к стержню винта – реактивный момент T_р, который удерживает стержень от вращения. При этом можно записать T_зав = T_р + T_т.(1.3) где T_т – момент сил трения на опорном торце гайки; T_р – момент сил трения в резьбе. Равенство (1.3), так же как и последующие зависимости, справедливо для любых винтовых пар болтов, винтов, шпилек и винтовых механизмов.

Не допуская существенной погрешности, принимают приведенный радиус сил трения на опорном торце гайки равным среднему радиусу этого торца или D_ср/2. При этом T_T=Ef(D_cp/2),(1.4) где D_cp =(D₁+d_отв)/2; D₁ – наружный диаметр опорного торца гайки; d_отв – диаметр отверстия под винт; f – коэффициент трения на торце гайки. Момент сил трения в резьбе определим, рассматривая гайку как ползун, поднимающийся по виткам резьбы, как по наклонной плоскости (рис. 1.14, а). По теореме механики, учитывающей силы трения, ползун находится в равновесии, если равнодействующая F_n системы внешних сил отклонена от нормали n—n на угол трения φ. В нашем случае внешними являются осевая сила F и окружная сила F₁=2Т_р /d₂. Здесь T_р – не реактивный, а активный момент со стороны ключа, равный Т_зав–Т_т . Далее F_t=Ftg(φ+ψ) или

Т_р=0,5Fd₂tg(ψ+φ).(1.5) где φ – угол подъема резьбы; φ=arctg(f_пр) – угол трения в резьбе; f_пр – приведенный коэффициент трения в резьбе, учитывающий влияние угла профиля.

Найдем искомую зависимость: Т_зав=0,5Fd₂[(D_cp/2)f+ tg(ψ+φ)]. При отвинчивании гайки окружная сила F_t и силы трения меняют направление. При этом получим F_t=Ftg(ψ–φ).

Момент отвинчивания с учетом трения на торце гайки, Тотв=0,5Fd2[(D_cp/d2)f+tg(φ–ψ)].

Самоторможение. Условие самоторможения можно записать в виде Тотв > 0, где Тотв определяется Тотв=0,5Fd2[(D_cp/d2)f+tg(φ–ψ)]. Рассматривая самоторможение только в резьбе без учета трения на торце гайки, получим tg(φ–ψ)>0.

Для крепежных резьб значение угла подъема ψ лежит в пределах 2°30'...3°30', а угол трения φ изменяется в зависимости от коэффициента трения в пределах от 6° (при f≈0,1)

до 16° (при f≈0,3). Таким образом, все крепежные резьбы – самотормозящие. Ходовые резьбы выполняют как самотормозящими, так и не самотормозящими. Приведенные выше значения коэффициента трения, свидетельствующие о значительных запасах самоторможения, справедливы только при статических нагрузках. При переменных

нагрузках и особенно при вибрациях вследствие взаимных микросмещений поверхностей трения коэффициент трения существенно снижается (до 0,02 и ниже). Условие самоторможения нарушается. Происходит самоотвинчивание.

К. п. д. винтовой пары η представляет интерес главным образом для винтовых механизмов. Его можно вычислить по отношению работы, затраченной на завинчивание гайки без учета трения, к той же работе с учетом трения. Работа завинчивания равна произведению момента завинчивания на угол поворота гайки. Так как углы поворота равны и в том и в другом случае, то отношение работ равно отношению моментов T'зав/Tзав, в котором Tзав определяется по формуле Т_зав=0,5Fd₂[(D_cp/2)f+tg(ψ+φ)], а T'зав – по той же формуле, но при f=0 и φ=0: η=T'зав/Tзав=tgφ/[(D_cp/2)f+ tg(ψ+φ)]. Учитывая потери только в резьбе (T_T=0), найдем к. п. д. собственно винтовой пары: η=tgψ/tg(ψ+φ). В самотормозящей паре, где ψ<φ, η<0,5. Так как большинство винтовых механизмов самотормозящие, то их к. п. д. меньше 0,5. Можно отметить, что η возрастает с увеличением ψ и уменьшением φ. Для увеличения угла подъема резьбы ψ в винтовых механизмах применяют многозаходные винты. В практике редко используют винты, у которых ψ больше 20...25°, так как дальнейший прирост к. п. д. незначителен, а изготовление резьбы затруднено. Кроме того, при большем значении ψ становится малым выигрыш в силе. Для повышения к. п. д. винтовых механизмов используют также различные средства, понижающие трение в резьбе: антифрикционные металлы, тщательную обработку и смазку трущихся поверхностей, установку подшипников под гайку или упорный торец винта, применение шариковых винтовых пар и пр.

Распределение осевой нагрузки винта по виткам резьбы. Осевая нагрузка винта передается через резьбу гайке и уравновешивается реакцией ее опоры. Каждый виток резьбы нагружается соответственно силами F₁, F₂, ..., F_z,. где z – число витков резьбы гайки.

Сумма ΣF_i=F. В общем случае F_i, не равны

между собой. Задача о распределении нагрузки

по виткам статически неопределима. Для ее решения уравнения равновесия дополняют уравнениями деформаций. В первом приближении полагаем, что стержень винта и гайка абсолютно жесткие, а витки резьбы податливые. Тогда после приложения нагрузки F все точки стержня винта сместятся одинаково относительно соответствующих точек гайки. Все витки получат равные прогибы, а следовательно, и равные нагрузки. Во втором приближении полагаем стержень винта упругим, а гайку оставляем жесткой. Тогда относительное перемещение точек стержня будет больше относительного перемещения точек гайки на значение растяжения стержня. Так как нагрузка витков пропорциональна их прогибу или относительному перемещению соответствующих точек, то нагрузка первого витка больше второго и т.

нецелесообразно применение мелких резьб. Теоретические и экспериментальные исследования позволили разработать конструкции специальных гаек, выравнивающих распределение нагрузки в резьбе. Опытом установлено, что применение специальных гаек позволяет Повысить динамическую прочность резьбовых соединений на 20...30%.