14.Цилиндрическая прямозубчая передача.

Параметры передачи: 1)передаточное число u=z₂/z₁=w₁/w₂ 2)диаметр делительный и начальной: d=d_w=mz 3)диаметр вершин зубьев da=d+ha=d+2m; 4)д-р впадин зубьев df=d-2hf=d-2.5m 5)меж осевое расстояние a_w=(d₁+d₂)/2=0.5(z₂+z₁)m_n=0,5 d₁(u+1) 6) силы в зацеплении

Опред-ся в полисе зацепления П. на шестерни действуют вращ-ся момент М₁ кот. Создает распред-ую по контактным линиям нагрузку заменяют равнодействующей силой F_n направляющей по линиям зацепления nn и приложенной в полисе зацепления П. нормальную силу F_n раскладывают на 2е составляющие F_tF_r α_w-угол зацепления по стандарту=20. F_t= F_n*cos(α_w)=2M₁/d₁; F_r=F_t*tg(α_w).

На зубья шестерни и колеса действуют одинаковые но противоположно направленные силы на ведомом колесе направление окружной силы совпадает с направлением вращения, а на ведущем противоположно ему радиальная сила создает передачи и направлена к осям вращения колеса.

15.Косозубая передача

Параметры передачи:1)угол наклона зубьев 7-20

В косозубой передачи 2сопряженных колеса должно иметь равные углы наклона. При этом на одном колесе линия наклона зубьев должна быть правой ,а на другой левой. С увеличением угла наклона плавное зацепление и нагрузочная способность передачи повышается, но при этом увелич. осевая силаFa,потому значение угла ограничивают.2)при расчете косозубых передач учитывают 2 шага:а)нори.шаг зубьевPn в норм сеченииб) окруж.шагPt в торцевом сечении3)согласно шагам учитывают 2 модуля:а)окружной:m_t=P_t/П=m_n/cosβб)нормальный:m_n=P_n/П; за расчетный приним.норм.модуль,значение к-го стандартизированы4)диаметры делительный и начальный:d=d_w=m_tz= zm_n/cosβ5)диаметры вершин и впаден зубьев:da=d+2mdf=d-2.4m 6)межосевое расстояние:a_w=(d₁+d₂)/2=0.5(z₂+z₁)m_t=0,5d₁(u+1) 7)эквивалентное колесо.Профиль зуба опред-ют его размеры и формы в норм. сечении принятоопред-ть через параметры эквивалентного кривозубого колеса,в к-ром эквивалентное число зубьев опред:z_v=z/cos³β 8)силы зацепления.у косозубой передачи норм. cилы рассклад на 3 состав-ие: 1)окружную силу Ft=2M₁/d₁ 2)радиальную силуF_r=F_t*tg(α_w)/cosβ. 3)осевую силуFa=Ft*tgβ

16.Шевронные передачи

В шевронных колесах каждая половина колеса нарезается со встречным углом наклона поэтому сила взаимно уравновешивается. И на подшипники не передается.это позволяет применять шевронные передачи с углом от 28 до 40

17.Ременные передачи. Общие сведения

Ременная передача состоит из ведущего шкива и ремня, надетого на шкивы с натяжением и передающего окр.силу с помощью трения. предусматривает также натяжения устройство. В зав-сти от форм.поперечного сечения ремня различают плоско-ременную, клиноременную, поли-клиноременную передачи. Условием работы ременных передач явл. натяжением ремня, которое должно сохраняться во время эксплуатации.натяжение обеспечивает: 1)перемещением одного из шкивов 2)натяжным роликом 3)автом.устройством,обеспеч.регулир-ие натяжения в зав-ти от нагрузки.

Для увелич. силы трения, ремни делаются из фрикционных мат-ов.для изготов. ремней прим. также кожа, шерстяные ткани, пластмасса и др. материалы.Основные достоинства(по сравнению с зубчатами передачами): 1)возможность передачи нагрузки на значит.расстояния2)простота конструкции и экономичность передачи3)плавность и бесшумность в работе4)предохранение других механизмов от поломок при перегрузках за счет возможного проскальзывания ремня.Недостатки: 1)непостоянство передачного числа из-за проскальзывания ремня.2)повыш. Давление на валы и опоры от натяжения ремня3)увелич.размеры по сравнению с зубчатыми передачами (при передаче той же мощности)4)электризация ремней при работе что огранич. Их применение во взрыво-опасных местах.

Ременные передачи целесообразно устанавливать на линии нагруженных быстроходных ступенях приводов.

№18.Кинематические параметры ременной передачи.

Окружные скор-и на шкивах: V₁=πd₁n₁/60; В следствии скольжения ремня:V₂=V₁(1-ε), ε-коэф.скольжения.При этом перед.отнош.: u=n₁/n₂=d₂/d₁(1- ε), ε=V₁-V₂/V₁. Величина ε зависит от нагрузки поэтому в ремен. передаче перед.отнош. не явл-ся строго постоянным, при норм.пост. нагрузках ε=0,01-0,02

№19.Геометрические зависимости в ременной передаче.

,а-межосевое расстояние; Y-угол м/уветвями ремня; α₁-угол обхвата ремнем малого шкива,α₁=180º-Y, sin(Y/2)=d₂-d₁/2*aY/2 не превышает 15º имеем: Y=d₂-d₁/a[рад]Y=57º*(d₂-d₁/a)[град] При этом : α₁=180º-57º*(d₂-d₁/a).

L(длина ремня) опред. как сумма дуг 2х шкивов на угол обхвата и длин прямолинейных участков ремня: L=2*a+0,5π(d₂+d₁)+(d₂-d₁)²/4a

При заданной длине ремня Lопред.межосевое расстояние :

,a_w=1/8[2L+π(d_2-d₁)+([2L-π(d₂+d₁)]²-8(d_2-d₁)²])^1/2

№20.Червячнвя передача. Общие сведения и классификации.

Червяная передача относится к передачам зацепления с перекрещивающимися осями валов, углом перекрещ-ия обычно =90 градусов. Ведущее колесо (червяк) выполнено с малым числом витком (z₁=1-4),а ведомые (червяч.колесо) имеют большое число зубьев(z₂≥28)

Классификация :I)по расположению червяка по отношению колеса 1)с ниж.червяком (v<5м/c);

2)с верхним(v>5); 3) боковым червяком

II)По форме поверх-ти на к-рой нарезаются ветки червяка: 1)цилиндрическая поверх-ть; 2)глобоидная

III)По форме профиля витка цилиндр.червяка:1)архимедовый,2)эвольвентный,3)конволютный

Червяки изгот.стальными,рабочее профили витков закаливаются до выс.твердости и шлифуются. Червячное колесо- это косозубое колесо с зубьями особой арочной формы: они огибают тело червяка для увелич.длины линии контакта, угол наклона зубьев определяется углом подъема витков червяка(винтовой линии),т.к. червяк –это винт для к-ого характерно трения скольжения, то для умен. трения зубья червячных колеснеобх-моизгот-ть из антифрикционных мат-лов. Т.о. конструтивно червячные колеса выполняют либо цельными из антифр.чугуна или бронзы(для малых размеров),либо составными: зубчатый венец выполняется из антифр.мат-ла (бронзы) а центр колеса из обычного чугуна (стали).

Достоинства черв.передач:1)возможность получения большого перед.отношения, в редукторах перед.число может быть до 802)плавность и бесшумность работы, возможность точных делительных перемещений3)возможность осущ-ия самоторможения при передаче движения от червяка к колесу.

Недостатки:1)низкий кпд(<0.5) 2)Повыш.износ и нагрев3)необ-ть применения для колеса дорогостоющихантифркц.мат-лов.

№21. Основные параметры червяка.

Червяк: 1)шаг червяка p=πm, m-модуль (выбирают по стандарту). Червяки могут быть 1-4х-заходными. Многозаходные червяки хар-ся ходом линии витка p_z=p*z₁

2) делительный угол подъема линии витка: tgY=p_z/π*d₁=p*z/π*d₁=m*z₁/d₁=m*z₁/q*m=z₁/q

3) делительный диаметр червяка:d₁=q*m

4) коэф.диаметр червяка:q=z₁/tgY; q=d₁/m; q>0,25z₂

5) высота головки и ножки червяка:h_a1=m; h_f1=1,2m

6) диаметр вершин витков червяка:d_a1=d₁+2h_a1=d₁+2m

7) диаметр впадин витков червяка:d_f1=d₁-2h_f1=d₁-2,4m

8) длина нарезанной части червяка:b₁=(C₁+C₂*z₂)*m+3*m

при z₁=1;2 C₁=11; C₂=0,06

приz₁=3;4 C₁=12,5;C₂=0,09

№22. Основные параметры червячного колеса.

1)делительный диаметр:d₂=m*z₂

Минимальное число зубьев червячного колесаопред.из условия отсутствия подрезания и обеспечения достаточной пов-ти зацепления z_2min=28, z_2max=80

2) высота головки и ножки зуба:h_a2=m; h_f2=1,2m

3) диаметр вершин зубьев:d_a2=d₂+2h_a2=d₂+2m

4) диаметр впадин зубьев:d_f2=d₂-2h_f2=d₂-2,4m

5) наибольший диаметр червячного колеса:da_2max=d_a2+G_m/(z₁+2)

6) ширина венца червячного колеса: при z₁=1-3; b₂=0,75*d_a2;при z₁=4; b₂=0,67*d_a2

7) условный угол обхвата червяка колесом:sin δ=b₂/(d_a1-0,5*m)

8) межосевое расстояние:a_w=(d₁+d₂)/2=m(q+z₂)/2

9) передаточное число uопред из условия, что за один оборот червяка колесо повернется на число зубьев = числу витков червяка: u=w₁/w₂=z₂/z₁

№23. Скольжения в червячной передаче. КПД.

При движении витки червяка скользят по зубьям колеса. Скорость скольжения v_s направлено по касательной к винтовой линии червяка. Она = геом разности окружных ск-ей v₁ и v₂ червяка и колеса v_s=v₁ - v₂, v_s=(v²₁+v²₁)^1/2=v₁/cosY=wd₁/2cosY ; v₁=Пd₁n₁/60; tgY=v₂/v₁

Большое скольжение в червячной передаче служит причиной пониженного КПД, повышенного износа и склонности к заеданию. КПД червячной передачи опред по формуле: η=η_n*η_p*ηзη_n-кпдподшибников;η_p-кпд разбрызгивания; η_з-кпд в зацеплении

η_з=tgY/tg(Y+p)

здесь ρ- приведенный угол трения, зависит от ск-ти скольжения, материала червячной пары, шероховатости рабочей пов-ти, кач-ва смазки. ТО ρ учитывает ŋ_pи ŋ_n. Поэтому общий КПД червячной пары: η=tgY/tg(Y+p)

и кпдчерв.передачинаход.впредалах η=0.7-0.9 (до 0,5)

№24. Силы, действующие в зацеплении червячной передачи. При передачи вращ-го момента в полюсе зацепления П возникает нормальная сила(Fn), направленная по линии зацепления. Эту силу раскладывают на 3 составляющие: окружнуюFt, радиальнуюFr, осевуюFa. Окружная сила в червяке=осевой силе на колесе:

F_t1=F_a2=2M₁/d₁; F_a1=F_t2=2M₂/d₂; F_r1=F_r2=F_t2*tgα, α=20; F_n=F_t2/(cosα*cosY)

№25. Расчет на контактную прочность зубьев червячного колеса.Этот расчет обеспечивает не только отсутствие усталостного разрушения пов-ти зубьев, но и отсутствие заедания,т.е. это расчет на контактные напряжения:G_H=(qE_пр/ρ_пр*2П(1-µ)²)^1/2

G_H-допускаемое конт напряжение, q-нагрузка на длину контактной линии.

q=K_H*F_n/∑ℓ; K_H=K_Hβ*K_HV

K_H-коэфнагрузки ;K_Hβ - коэф.концентрации нагрузки, K_HV-коэф.динамичности нагрузки

∑ℓ-это суммарная длина контактных линий: ∑ℓ=1,3d₁/cosY

Е_пр- приведенный модуль упругости: Е_пр=2Е₁*Е₂/(Е₁+Е₂)

Е₁ - модуль упругости материала червяка, Е₂ -модуль упругости венца червячного колеса.

ρ_пр- приведенный радиус кривизны,= радиусу кривизны профиля зуба червячного колеса, в полюсе зацепления П: ρ_пр=ρ₂=d₂*sinα/2;d₂ -делительный диаметр червячного колеса, µ-коэф.Пуассона

№26.Назначение и конструкция валов и осей. Материалы.

На валах и осях размечают вращ.детали: зубчатые колеса,шкивы,барабаны и т.д. Вал отличается от оси тем, что передает вращ.момент от одной детали к другой,а ось не передает.

Различают валы: прямые, коленчатые, гибкие.Оси бывают: вращающие и неподвижные.

По конструкции валы и оси различают: гладкие,ступенчатые, сплошные, полые.

Валы вращаются в подшибниках,опорные участки валов и осей наз.цапфамиили шейками. Практически валы выполняют ступенчатыми,эта форма удобна в изготовлении и в сборке. Уступы валов могут воспринимать большие осевые силы. Переходные участки валов м/удвумя ступенями разных диаметров выполняют:

1)с канавкой, для выхода шлифовальных кругов

2)с переходной поверхностью-галтелью постоянного радиуса.

3)с переходной поверхностью-галтелью специальной формы

Основными материалами для валов и осей служат углеродистые и легированные стали, благодаря высоким механ-им характеристикам, способности к упрочнению и легкости получения цилиндр-их заготовок прокадкой. Применяют сталь-ст.5

Для валов без термообработки ст45 или 40Х (0,45%); для валов с термообработкой (улучшение) ст20 или 20Х; для быстроходных валов на подшибниках скольжения у к-рых цапфы цементируют для повышения износостойкости.

№27.Проектировочный (предварительный) расчет валов.

При проектир.расчете определяют размеры и материалы вала. Расчет рассчитывают на прочность,жесткость и колебания. Основной расчетной нагрузкой явл-сякрутящийТи изгибающие моменты. Расчет осей явл-ся частным случаем расчета валов(Т=0), проектирование вала конца, из-за расчета на чистое кручение по пониженному допускающему напряжению без учета влияния изгиба.d>=(1.6T/П[τ_k]); τ_k–дополнительноенапряжение на кручение. затем разрабатывают конструкцию вала, уточненный проверочный расчет выбранной конструкции.

№28.Проверочный расчет валов.

Расчет на сопротивление усталости для валов явл-ся основным. Он сводится к определению коэф.запаса прочности(S)[1,5-2,5] в опасных сечениях вала:S=S_G*Sτ/(S²_G-S²τ)^1/2>=[S]; S_G-коэф.запаса прочности по норм.наприжению; Sτ-коэф.запаса прочности по касат.напрвлению.

S_G=G_-1/(K_G*Gυ/E_Gβ+ψ_GG_m)S_τ=τ_-1/(Kτ*τ_υ/E_τβ+ψ_τG_m)

G_-1(τ_-1)- это предел выносливости стали при симметр.цикле изгиба(кручения)

К-это эффективный коэф.концентрально-нормативных(касательных)напряжений.

E-это масштабный фактор для нормал.(касат.)напряжений

β-это коэф.учитывающий влияние шероховатости поверх-ти

Gυ-это амплитуда цикла норм.(касат.)напряжений,равна наибольшему напряжению изгиба(кручению) в рассматриваемом сечении.

ψ_G-этокоэф.характеризующий чувствительность мат-ла к симметрии цикла напряжений.

G_m-это среднее напряжение цикла норм.(касат.)напряжений

№29.Подшибники качения

Подшибники служат опорами для валов и вращ.осей, они воспринимают радиальные и осевые нагрузки приложенных к валу и сохраняют заданное положение оси вращ.вала.

По виду трения различают:1)подшибники качения 2)подшибники скольжения

По воспринимаемой нагрузке различают: 1)радиальные(воспринимает радиальные нагрузки);

2)упорные(восприн.осевые нагрузки); 3)радиально-упорные; 4)упорно-радиальные.

Подшибники качения-это сборочные единицы сост.из след.деталей: 1)наруж.кольца 2)внутр.кольца 3)сепаратор-разделяет и напрвляет тела качения 4)тело качения (шарики и ролики)

Основные станд.размерыподшибника:d-внутр.диаметр (диаметру вала);

D-наруж.диаметр, в-ширина колец.

По форме тел качения подшиб.разделяютсяна:шариковые ироликовые:

1)цилиндрические; 2)короткие; 3)длинные; 4)конические; 5)бочкообразные; 6)игольчатые; 7)витые.

По числу рядов тел качения: а)однорядные; б)двухрядные; в)многорядные

По способности самоустановки:1)самоустанавливающиеся-(допускающие поворот осивнутр.кольца по отношению к оси наруж.кольца)2)несамоустанавливающиеся

По наружному диаметру и ширине подшибники разделяют на серии:1)сверхлегкая;2)особолегкая1;3)легкая2;4)легкая широкая;5)средняя3; 6)ср.широкая; 7)тяжелая

Достоинство: 1)малые потери на трение и высокий кпд (0.995) не значительный нагрев. 2)высокая надежность нагрузочная способность. 3)малые габариты размеры в осевом направлении 4)не высокая стоимость в след-ии производства. 5)высокая степень взаимозаменяемости. 6)простота в эксплотации и малый расход смазочного материала.

Недостатки: 1)пониженная долговечность при ударных нагрузках. 2)большое рассеивание долговечности из за не однородных зазоров соб-ых в подшебнике. Неоднородность материала и термической оброботки материала. 3)относительно большие радиальные размеры 4)шум при работе. Тела качения и кольца изготавливают из высоко углеродистых, хромистых сталей шх15. Сепараторы из низко углеродистых листовых сталей.

№30.Подшибники скольжения

Подшибники скольжения явл-ся опорой вращения, он состоит из опорного участка вала(цапфы) и подшибника,в к-ром скользит сапфа. Основной элемент подшибника-вкладыш,с тонким слоем антифрикционного мат-ла на опорной поверх-ти(баббит,свинцовая бронза)

Для работы без износа или с малым износом подшибники должны смазываться(жидкостная смазка, пластичная смазка и т.д). Для того, чтобы м/у трущимися поверх-ми мог длительно существовать масленый слой в нем должно быть избыточное давление, к-рое самовозникает в слое жидкости при вращении цапфы (гидродинам.смазка) или создается насосом (гидростатич.смазка).

По воспринимаемой нагрузке различают подшибники скольжения: 1)радиальные(опорные) 2)осевые(упорные) 3)радиально-упорные

Достоинства:1)сохраняет работоспособность при очень выс.угловых скоростях валов

2)смягчают толчки,удары,вибрацию в следствии демфирующего масленого слоя

3)обеспечивает установку валов с выс.точностью

4)имеет минимальные радиальные размеры

5)допускают работу с загрязненной смазкой

6)обеспечивают бесшумность работы

7)дают возможность изготов-ть разъемные конструкции

Недостатки:1)сравнительно большие потери на трение особенно при впуске

2)необходимость постоян. ухода вследствиивыс.требований к смазке и опасности перегрева

3)большой разход смазочного мат-ла.

№31.Муфты. Назначение и классификация.

*Муфтами в технике наз.устройства,к-ые служат для соединения концов валов, стержней, труб, элект-их проводов и т.д.

Потребность в соединении валов связана с тем,чтобольш-во машин компонуют из ряда отдел-ых частей с входными и выходными валами,к-ые соединяют с помощью муфт. Соед-ие валов явл-сяобщим,но не единств-ым назначением муфт. Так,например,муфты используют для включения и выключения испол-ого механизма при непрерывно работающем двигателе(управляемые муфты), предохранения от перегрузки (предохранительные муфты), компенсации вредного влияния несоосности валов(компенсирующие м.), уменьшения динам-их нагрузок(упругие м.) и т.д.

В соврем-ом машиностроении применяют большое кол-во муфт, различающихся по принципу действия и управления, назначению и конструкции.

Муфты (для соед-ия валов):

1)муфты электрич-ого действия(электрические)

2)муфты гидравлического действия(гидравлические)

3)муфты механического действия(механ-ие):

-муфты управляемые:а)муфты кулачковые;б)м.фрикционные.

-муфты самоуправляемые автоматические: а)м.центробежные(самоуправляемые по частоте вращения); б)м.предохранительные(самоуправ-ые по величине момента); в)м.свободного хода(самоуправл-ые по направлению вращения).

4)м.неупраляемые(постоянно действующие):-а)муфты глухие;-б)м.комбинирующие,жесткие;-в)м.компенсирующие,упругие.

№32.Общие сведения о сварных соединениях.

*Сварные соединении - это неразъемные соединения, основанные на исполнении сил молекул-ого сцепления, и полученные путем местного нагрева детали до расплавленного состояния (сварка плавлением, электрич.дуговая, электрошлаковых и др.)или до тестообразного состояния, но с применением механ.силы(контакная сварка).

Электродуговая сварка с металлическим электродом осущ-ся с элетрической дугой м/у электродом и изделием. Выделяемое тепло оплавляет соединенные детали и расплавляет электрод, к-ый дает допол-ый металл для формирования шва.

Электрошлаковая сварка-сварка с плавлением,при прохождении тока ч/з шлаковую ванну от электрода к изделию выделяющаяся теплота, расплавляющая основной и присадочные мат-лы.

Контактная сварка-основанная на разогреве стыка с теплотой, выделяющаяся при пропускании ч/з него электрич.тока и сдавливание деталей.

Сварка трением-испол-ся теплота выделяемая в процессе относительного движения свариваемых деталей, преимущественно тел вращения.

Сварные соединения по взаимному расположению соединением элементов делятся на след.группы: 1)стыковые; 2)нахлесточные ; 3)тавровые; 4)угловые.

Преимущества сварного соединения: 1)невысокая стоимость соединения, благодаря малой трудоёмкости и простоте сварного шва; 2)сравнительно небольшая масса; 3)сечение детали не ослабляется отверстием; 4) герметичность автоматизации процесса сварки.

Недостатки: 1)появление коробления, остаточных напряжений после сварки; 2) недостаточная надёжность при вибрационных ударных нагрузках. 3)трудность контроля качества; 4)квалификация рабочего.

№33.стыковые соединения дуговой сваркой

стыковые соединения-во многих случаях яв-ся наиболее простыми и надежными.

Сваривают в стык с двух сторон или с одной стороны и подвариваются (т.е накладывают неглубокий шов с другой стороны). Элементы малой толщины всегда свариваются с одной стороны с прим. подкладок.

Для большинства сварных конструкций преолад-ми яв-ся нагрузки с малым общими числом циклов,поэтому осн-м для сварных соед. яв-ся расчет по номинальным напряжением.

Условие прочности:1)Напряжение растяжения(сжатия): G=F/δl≤[G’]_p(сж)

F-это растягивающая(сж) сила l-длина шваδ- толщина соед-ых элементов

2)напряжение от изгиб.момента Mв плоскости соед-ых элементов: G=M/W_c≤[G’]_p; W_c=lδ²/6

W_c-момент сопротивления расчетного сечения шва

3)напряжение от изгиб.момента и растягивающей или сжимающей силы F: G=M/W_c±F/lδ≤[G’]_p

Преимущества сварного соединения: 1)невысокая стоимость соединения, благодаря малой трудоёмкости и простоте сварного шва; 2)сравнительно небольшая масса; 3)сечение детали не ослабляется отверстием; 4) герметичность автоматизации процесса сварки.

Недостатки: 1)появление коробления, остаточных напряжений после сварки; 2) недостаточная надёжность при вибрационных ударных нагрузках. 3)трудность контроля качества; 4)квалификация рабочего.

№34.Нахлесточные соед. дуговой сваркой

Нахлесточныесоед. выпол-ся с помощью угловых швов. Угловые швы по расположению относительно нагрузки разделяются на:1)поперечные (лобовое) расположенные перпендикулярно направлению силы

2)продольные (фланговые)-расположенные параллельно направлению силы

3.косые-расположенные под углом к направлению силы

4.комбинированные. Расчет угловых швов производиться по формулам: τ=F/βkl≤[τ’]_cp; A=βkl

A -площадь расчетного сечения,β -коэф.характ-щий глубину проплавления

k-катет треугольника поперечного сечения шва. чаще всего совпадает с толщиной.

При нагружении простого прямого углового шва моментом M плоскости приварки условия прочности на срез имеет вид:τ=M/W_c≤[τ’]_c; W_c=βkh²/6h-высота сечения шва.

При нагружения простого прямого углового шва моментом M и продольной силой F условия прочности на срез имеет вид:τ=M/w_c+F/A_c≤[τ’]cp; Ac=βkh; Aс-Площадь опасного сечения шва.

Преимущества сварного соединения: 1)невысокая стоимость соединения, благодаря малой трудоёмкости и простоте сварного шва; 2)сравнительно небольшая масса; 3)сечение детали не ослабляется отверстием; 4) герметичность автоматизации процесса сварки.

Недостатки: 1)появление коробления, остаточных напряжений после сварки; 2) недостаточная надёжность при вибрационных ударных нагрузках. 3)трудность контроля качества; 4)квалификация рабочего.

№35. Тавровые и угловые соед. дуговой сваркой

При тавров. соед.элементы расположены во взаимно перпендикулярно плоскостях. Они выполняют: 1)без подготовки кромок (при малых толщинах свариваемых элементах)

2.с односторонной подготовки кромок с толщиной δ=4-26мм

3.с двухсторонной подготовки кромок с толщиной δ=12-60мм

Допустимое растягивающая нагрузка на соединение: 1)F=2βkl[τ’]_ср (1)

При сквозном проплавлении (2,3):F=δl[G’]_p

Допустимое сжимающая нагрузка для тавровых соединений: F=δl[G’]_сж

При работе на изгиб в тавровыхсоед. проверяют напряжение среза в опасном сечения шва: τ=М/W_c≤[τ’]_cp

Угловые соед.выполняют

1) при толщине δ=2-8мм

2)при толщине δ=6-14мм подваривают

3)при δ=10-40мм у детали срезают кромки для увел.проварки

Преимущества сварного соединения: 1)невысокая стоимость соединения, благодаря малой трудоёмкости и простоте сварного шва; 2)сравнительно небольшая масса; 3)сечение детали не ослабляется отверстием; 4) герметичность автоматизации процесса сварки.

Недостатки: 1)появление коробления, остаточных напряжений после сварки; 2) недостаточная надёжность при вибрационных ударных нагрузках. 3)трудность контроля качества; 4)квалификация рабочего.

№36.Заклепочное соединения.основные сведения

Заклёпочное соединение — неразъёмное соединение деталей при помощи заклёпок. Обеспечивает высокую стойкость в условиях ударных и вибрационных нагрузок. В большинстве случаев его применяют для соединения листов и фасонных прокатных профилей.

Недостатки заклёпочных соединений: 1)Трудоёмкость процесса. Необходимо просверлить множество отверстий, установить заклёпки, расклепать их. 2)Повышенная материалоёмкость соединения. Заклёпочный шов ослабляет основную деталь, поэтому она должна быть толще. Нагрузку несут заклёпки, поэтому их сечение должно соответствовать нагрузке. 3)Необходимость специальных мер для герметизации. Это очень важно для самолётостроения и ракетной техники, при сборке баков-кессонов и пассажирских отсеков. 4)Процесс сопровождается шумом и вибрацией.

Преимущества заклёпочных соединений: 1)Не позволяет распространяться усталостным трещинам, таким образом повышает надёжность всего изделия. 2)Позволяет соединять не поддающиеся сварке материалы.

№37.Основные типы заклепок и заклепочных соед.

Заклепочные соединения делятся на: 1)проные (рассчитанные только на восприятия и передачу силовых нагрузок. 2)Плотные(герметичные)обеспечивают герметичность конструкций в резервуарах невысоким давлением) 3)прочноплотные(восприятие силовых нагрузок и герметичность соединения)

По конструкции заклепочных соединения: 1)однорядные 2)многорядные 3)шахматным расположением заклепок

По характеру воздействия нагрузки на заклепочное соединения:1)швы с поперечной нагрузкой 2)перпендикулярной оси заклепок 3)продольной 4)паралел. Оси заклепок

По конструкции: 1)соед. Внахлестку 2)встык со стыковым пленками

Недостатки заклёпочных соединений: 1)Трудоёмкость процесса. Необходимо просверлить множество отверстий, установить заклёпки, расклепать их. 2)Повышенная материалоёмкость соединения. Заклёпочный шов ослабляет основную деталь, поэтому она должна быть толще. Нагрузку несут заклёпки, поэтому их сечение должно соответствовать нагрузке. 3)Необходимость специальных мер для герметизации. Это очень важно для самолётостроения и ракетной техники, при сборке баков-кессонов и пассажирских отсеков. 4)Процесс сопровождается шумом и вибрацией.

Преимущества заклёпочных соединений: 1)Не позволяет распространяться усталостным трещинам, таким образом повышает надёжность всего изделия. 2)Позволяет соединять не поддающиеся сварке материалы.

№38.Расчет заклепочныхсоед.

Расчетная нагрузка:F_t=G’tδF_t-сила действующая на фронте одного шага t; G’ - напряжения растяжения в сечении листа.

Прочность листа в сечении:G=F_t/[(t-d)δ]≤[G]

ОтношениеG’/G=(t-d)/t=φ-коэф. прочности заклепочного шва. φ-показ. как умень-ся прочность листов при соед.заклепками.

№39.Резьбовые соединения.основные параметры резьбы

Резьбовое соединение — разъёмное соединение деталей машин при помощи винтовой или спиральной поверхности (резьбы). Это соединение наиболее распространено из-за его многочисленных достоинств. В простейшем случае для соединения необходимо закрутить две детали, имеющие резьбы с подходящими друг к другу параметрами. Для рассоединения (разьёма) необходимо произвести действия в обратном порядке.

1)По форме основной поверхности различают цилиндрические и конические резьбы.2)

2)профиль резьбы-контур (напавс) сечения резьбы в плоскости, проходящий через ось основной поверхности.(треугольные, прямоугольные, трапецеидальные) 3)по направлению винтовой линии (прав, лев) 4) по числу заходов.

Достоинства:технологичность;взаимозаменяемость;универсальность;надёжность;массовость.

Недостатки:1)раскручивание (самоотвинчивание) при переменных нагрузках и без применения специальных устройств (средств). 2)под крепёжные детали как резьбовые так и гладкие вызывают концентрацию напряжений.

Геометрические параметры: d-наружный диаметр; d₁-внутренний диаметр; d₂-средний диаметр; h-рабочая высота профиля; p-шаг,p₁-ход(поступательное перемещение образующего профиля за один оборот); p₁=p-для однозаходной резьбы; p₁=np-для многозаходной резьбыгде n- число заходов; α- угол профиля; ψ- угол подьема.

№40.Основные типы резьб

По назначению различают резьбы крепежные и резьбы для винтовых механизмов.

1.резьбы крепежные: метрические с треугольным профилем (основная крепежная резьба):а) трубная (треугольная со скруженными вершинами и впадинами)б)круглаяв)резьба винтов для дерева.2.резьбы винтовых механизмов (ходовые резьбы):а) прямоугольнаяб)трапецеидальная симметричнаяв)трапецеидальная несимметричная(упорная)

№41.Кпд винтовой пары .Условия самоторможения.

Условие самоторможения можно записать в виде Т_отв>0,где Т_отвопред-ся по ф-ле: Т_отв=0,5Fd₂[(D_ср/d₂)f+tg(φ-ψ)]

Рассматривая самоторможения только в резьбе без учета трения на торце гайки,получим tg(φ-ψ)>0 или φ>ψ.

Для крепежных резьб значения угла подьема ψ лежит в пределах 2º 30…..3º30, а угол трения φ измен-ся в зависимости от коэф.трения в пределах от 6º(при f=0,1) до 16º(при f=0,3).Таким образом ,все крепежные резьбы-самотормозящие.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 (например, в результате радиальных упругих деформаций гайки и стержня винта) коэффициент трения существенно снижается (до 0,02 и ниже). Условие самоторможения нарушается. Происходит самоотвин­чивание.

Кпд винтовой пары пред.интерес гл-м образом для винтовых механизмов. Его можно вычислить по отношению работы, затраченной на завинчивание гайки без учета 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/Т_зав, в которой: η=T’_зав/Т_зав=tgψ/[(D_cp/d)f+tg(ψ+φ)].

Кпд винтовой пары: η=tgψ/tg(ψ+φ).Кпд возрастает с увел.ψи уменьшаетсяφ