- •Осн. Направл. Развития машиностроения
- •4 Конструкция шарикоподшипников радиальных и радиально – упорных
- •5 Основные критерии работоспособности
- •6. Виды повреждения зубчатых передач
- •7. Виды нагрузок и их распределение
- •8Допускаемые напряжение при статических и переменных нагрузках
- •9. Материалы зубчатых колес и термообработка
- •10. Способы стопорения резьбовых соединений
- •12. Заклепочные соединения. Назначения, технология, классификация.
- •14. Клеммовые соединения. Назначение, применение, виды соединений.
- •15 Шпоночные соединения
- •17.Сварные соединения. Основные виды соединений. Расчеты на прочность при нагружении осевыми силами.
- •1 9.Зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой винта.
- •20. В чем сущность расчета дм на прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость, теплостойкость.
- •25 Расчет корригированных зубчатых зацеплений
- •31.Клеевые и пайные соединения
- •36.Центрирование шлицевых соединений.(неполно)
- •37. Критерии работоспособности и виды повреждений зубчатых передач
- •38. Геометрические параметры червяков, червячных колес и передач
- •40. Стандартные элементы цилиндрических зубчатых колес
- •41.Зубчатые передачи, классификация, назначения, области применения
- •42.Тоность зубчатых передач.
- •43. Расчёт на прочность по контактным напряжениям червячных передач
- •43.Из конспекта
- •44. Допускаемые напряжения зубчатых передач
- •45. Особенности расчёта конических зубчатых передач по контактным напряжениям
- •46. Особенности расчета конических зубчатых передач по напряжениям изгиба.
- •47. Напряжение в ремне ременных передач.
- •48. Определение силы давления на вал от ременной передачи.
- •49. Расчет заклепочных соединений.
- •50. Геометрия и кинематика зубчатых передач. Основные параметры цилиндрических зубчатых передач.
- •51Особенности расчет открытых и закрытых зубчатых передач
- •52. Виды разрушения зубчатых передач
- •53. Силы в зацеплении прямозубых и косозубых колес. Вывод формул.
- •54 Передача винт гайка. Расчет размеров гайки
- •56. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности. Ресурс.
- •57. Конструкция многодисковой фрикционной муфты.
- •58. Расчет резьбы болта.
- •59. Расчет валов по эквивалентному моменту
- •Вертикальной плоскости; в — эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости; г — эпюра крутящего момента; д — эскиз вала
- •60. Трение и смазка подшипников скольжения.
- •61. Конструкция предохранительных муфт
- •62.Геометрические пораметры червячных передач.
- •63. Конструкция глухих муфт
- •64.Условный расчёт подшипников скольжения.
- •6 5. Шпоночные соединения, виды, расчет на прочность.
- •76. Определение эквивалентной нагрузки подшипников качения
- •77 Расчет валов на кручение
- •78. Подшипники качения. Общие сведения, классификация, точность
- •79. Эскиз глухой муфты( втулочной)
- •80. Определение коэф-та запаса прочности для опасного сечения вала
- •81. Упругое скольжение во фрикционной передаче. Геометрическое скольжение
- •82. Конструкция самоустанавливающихся подшипников качения.
- •83. Расчет шпонок
- •84. Расчет фрикционной цилиндрической передачи на контактную прочность
- •85. Проверочные расчеты на прочность для роликовой цепи
- •91. Расчет подшипников качения на долговечность
- •92. Цепные передачи, классификация приводных цепей. Критерии работоспособности
- •93.Конструкция валов, опорных участков
- •Г ладкие 2. Ступенчатые
- •Шейка промежуточная цапфа
- •94.Расчет валов на выносливость
- •95. Смазка подшипников качения
- •Расчет модуля и выбор основных параметров передачи
- •2. Проверка расчетных напряжений изгиба
- •3. Проверка прочности зубьев при перегрузках
- •4. Силы в зацеплении зубчатых колес
- •102. Условия работы фрикционной передачи
- •103. Проверочные расчеты упругой втулочно-пальцевой муфты
1 9.Зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой винта.
Если винт нагружен осевой силой F (рис. 1.13), то для завинчивания гайки к ключу необходимо приложить момент Гзав, а к стержню винта — реактивный момент Гр, который удерживает стержень от вращения. При этом можно записать Тзав= ТТ + Тр (1.3) где ТТ — момент сил трения на опорном торце гайки; Тр — 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 приведен¬ный радиус сил трения на опорном торце гайки равным среднему радиусу этого торца или Dcp/2. При этом TT = Ff(Dcp/2), (1.4) где |Dcp = (D1+doтв)/2; D1—наружный диаметр опорного торца гайки; dотв— 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 известной теореме механики, учитывающей силы трения, ползун находится в равновесии, если равнодействующая Fn системы внешних сил отклонена от нормали n—n на угол трения φ. В нашем случае внешними являются осевая сила F и окружная сила Ft = 2Tp/d2. Здесь Tр—не реактивный, а активный момент со стороны ключа, равный Гзав— Ττ [см. формулу (1.3)]. Далее (рис. 1.14), F, = Ftg(ψ + (p) или Tр = 0,5Fd2 tg (ψ + φ), где ψ—угол подъема резьбы [по формуле (1.1)];
φ = arctg(fnp) (1.5) — угол трения в резьбе;
fпр — приведенный коэффициент трения в резьбе, учитывающий влияние угла профиля [формула (1.2)]. Подставляя значения моментов в формулу (1.3), найдем искомую зависимость: Tзав = 0,5Fd2 [(Dcpld2)f+tg(ψ + φ) (1.6) При отвинчивании гайки окружная сила Ft и силы трения меняют направление (рис. 1.14,6). При этом получим Ft = F tg(ψ - φ). (1.7)
Момент отвинчивания с учетом трения на торце гайки, по аналогии с формулой (1.6), Tотв = 0,5 Fd2 [(Dcp/ d2)f+ tg (φ - ψ)]. (1.8) Полученные зависимости позволяют отметить: 1. По формуле (1.6) можно подсчитать отношение осевой силы винта F к силе FK, приложенной на ручке ключа, т. е. F/FK, которое дает выигрыш в силе. Для стандартных метрических резьб при стандартной длине ключа l=15d и f=0,15 F/FK = 70...80 (см. табл. 1.6). 2. Стержень винта не только растягивается силой F, но и закручивается моментом Тр.
20. В чем сущность расчета дм на прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость, теплостойкость.
Прочность- способность деталей сопротивления действию нагрузок(сил или моментов сил) без разрушения или пластических деформаций. Прочность с помощью допускаемых напряжений или запасов прочности. Условия прочности по допускаемому напряжению: σ<= [σ] нормальное напряжение, т <= [т ] касательное.
Расчеты по этому методу являются приближенными, т.к. не учитывается режим нагружения, форма и состояние сопряженных поверхностей, однородность мехонических свойств мат-а, температура окруж-й среды. Поэтому вводят расчет по запасам прочности:
s= σпред/ σmax, σmax – мак-е напряжение в опасном сечении, σпред- пред-е напря-е, s- запас прочности.
Износостойкость- способность противостоять изнашиванию в результате трения. Износостойкость зависит многих факторов: физико-механических свойств мат-а, давления, скорости скольжения тел, вида смазочного мат-а, шероховатьсти, условий эксплуатации машин. Увеличения зазоров соединений при изнашивании приводит к потере точности работы механизма, возрастанию динамических нагрузок и даже положение детали. Изна-е может интенсифицироваться при коррозии трущихся поверхностей в результате старения неметаллических мат-в или пов-е темп-ы, в агрессивных средах изнашивание происходит очень интенсивно. Органосиликатная краска- практическая, быстро сохнет, прочная. Для снижения интенсивности изнашивания обеспечивают условие жидкостного трения в КП, очистку масел, уменьшении шероховатости трущихся поверхностей, применение антифрикционных мате-в и спец. Виды химико-термической обработки.
Жесткость- способность деталей под нагрузкой сохранять размеры и форму благодаря силам упругости. Расчет на жесткость является одним из основных расчетов, в нем предусматривается ограничение упругих перемещений деталей или отдельных элементов в допустимых пределах. Нормы жесткости устанавливаются на основе опыта эксплуатации деталей или отдельных элементов в допустимых пределах.
Теплостойкость-способность изделий сохранять работоспособность при изменении температуры. При нагревании может произойти понижение прочности материала и наблюдаться ползучесть, снижение защищающей способности масляной пленки, при переохлаждении- разрыв пленки вследствие загустения смазочного материала, изменение зазоров между контактирующими поверхностями и заклинивание сопряженных деталей.
Устойчивость(долговечность)- свойство объекта сохранять работоспособность до наступления предельного состояния при установленной системе технического обслуживания и ремонта.
21.Общие сведения. Клиноременная передача может работать с одним или несколькими ремнями (см. рис. 17.1, б). Достоинством этой передачи по сравнению с плоскоременной является то, что благодаря повышенному сцеплению ремня со шкивами, обусловленному эффектом клина, она передает большую мощность, допускает меньший угол обхвата αϊ на малом шкиве (см. рис. 17.1), а следовательно, и меньшее межосевое расстояние а. Передача проста и надежна в эксплуатации. Недостатками в сравнении с плоскоременной являются меньшая долговечность ремней вследствие значительной их высоты, большие потери на трение и деформацию изгиба, большая стоимость шкивов и неодинаковая работа ремней в многоручьевой передаче из-за отклонений в их длине. Клиноременные передачи рекомендуются при малых межосевых расстояниях, больших передаточных числах, вертикальном расположении осей валов.
Типы ремней. По конструкции клиновые ремни бывают двух типов: кордтканевые (рис. 19.1, а) икордшнуровые (рис. 19.1, б). В первых корд состоит из нескольких рядов вискозной, капроновой или лавсановой ткани, расположенных в зоне нейтрального слоя ремня, завулканизированных в резину. Снаружи ремень завернут в два-три слоя прорезиненной ткани. Кордтканевые ремни применяют в приводах общего назначения.
Приводные клиновые ремни предназначены для обеспечения передачи крутящего момента, т.е для передачи движения от вала двигателя к вспомогательным агрегатам автомобилей, тракторов, комбайнов, станков и т.д.
Ремни вентиляторные клиновые применяются в двигателях автомобилей, тракторов и комбайнов. На сельскохозяйственных машинах применяют приводные, вариаторные, вентиляторные ремни.
На станках и другом промышленном оборудовании используют приводные, поликлиновые и плоскозубчатые ремни.
Приводные ремни подразделяются:
по длине и сечению ремня:
нормальных сечений,
узких сечений,
широкие (вариаторные);
по области применения и нагрузкам:
o зубчатые ремни,
o поликлиновые ремни,
o многоручьевые,
o плоские:
по несущему слою и материалам, из которых изготовлены:
o кордшнуровые:
o кордтканевые.
Приводные клиновые ремни нормальных сечений ГОСТ 1284.1-89, 1284.3-89, применяются для ременной приводной передачи. Ремни предназначены для приводов станков, промышленных установок и сельскохозяйственных машин.
Условное обозначение: Z(O), A(A), В(Б), С(В), Д(Г), Е(Д)
В (Б)-1180 ГОСТ 1284.1-89
В (Б)- профиль ремня,
1180 - расчетная длина мм.
Приводные клиновые ремни узкого сечения применяются для скоростных клиноременных передач, работающих в тяжелом режиме. Ремни предназначены для ремневых передач зернокомбайнов и других сельскохозяйственных машин. Клиновые приводные ремни отличаются гибкостью и прочностью.
Ремни клиновые приводные вентиляторные ГОСТ 5813-93.
Предназначены для передачи движения от вала двигателя к вспомогательным агрегатам автомобилей, тракторов комбайнов.
В зависимости от применяемых материалов ремни могут изготавливаться двух классов: 1-с полиамидным кордшнуром, 2-с полиэфирным кордшнуром
Вариаторные приводные ремни ГОСТ 26 379-84 применяются для работы в силовых приводах промышленного оборудования, осуществляют автоматическое регулировочное перемещение ремня вдоль паза шкива, обеспечивая при этом широкий диапазон скоростей и их изменения. Ремни вариаторные отличаются поперечной жесткостью, плавностью и бесшумностью хода.
Плоскозубчатые приводные ремни предназначены для эксплуатации в приводах на станках, промышленном оборудовании и приборах, металлорежущих станках и полуавтоматах, бытовых и промышленных машинах, кинопроекторах. Зубчатые ремни отличаются стабильностью длины, износостойкостью, равномерностью хода.
Поликлиновые ремни применяются в приводах с большим передаточным числом и высокими скоростями, а также при малых диаметрах шкивов и блоков, пригодны для компактных приводов в бытовой технике и в продукции тяжёлого машиностроения.
Ремни поликлиновые предназначены для приводов металлорежущих станков, машин и другого оборудования, работающего на высоких скоростях. Поликлиновые ремни используют для замены плоских приводных ремней, а также клиновых ремней, работающих в комплекте. Ремни поликлиновые отличаются безвибрационным ходом, устойчивостью к маслам.
Условное обозначение: PK, PL, PM
Многоручьевые клиновые ремни предназначены для передачи крутящего момента в приводах с высокой амплитудой колебания и большими межосевыми расстояниями, а также в приводах с вертикальным расположением осей.
Ремни многоручьевые клиновые, применяются в агропромышленной технике, камнедробилках, вентиляционных установках, для передачи крутящих моментов на большие расстояния, предназначены для замены комплекта клиновых ремней, работающих параллельно в одной передаче.
Условное обозначение: SPZ, SPA, SPB, SPC
Плоские ремни отличаются износостойкостью, устойчивостью к воздействию масел, жиров, бензина, ацетона; эластичностью; антистатичны; имеют высокий коэффициент трения, практически бесшумны.
Ремни плоские приводные резинотканевые изготавливаются на основе БКНЛ-65 и ТК-200 ГОСТ 23831-79, предназначены для плоскоременных передач, транспортеров рядковых жаток, для водоподъемников, элеваторов и норий в качестве тягового элемента, для главных приводов валковых мукомольных мельниц, камнерезных и камнедробильных машин, штамповочных прессов, бумажных машин, пилорам, и т.д.
Приводные плоские замкнутые ремни применяются для плоcкоременных передач, транспортеров рядковых жаток, рулонных пресс-подборщиках, элеваторов в качестве тягового элемента, зерноподборщиков и зернометов.
Приводные плоские бесконечные ремни применяются для приводов быстроходного шлифовального оборудования и другого типа оборудования для скоростей более 15 м/с. Изготавливаются ремни двух типов: кордшнуровые и кордтканевые.
22Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой.
Примером служит нарезанный участок крюка для подвешивания гру за (рис. 1.18). Опасным является сечение, ослабленное нарезкой. Пло щадь этого сечения оценивают приближенно по внутреннему диаметру dt резьбы. ' '
Условие прочности по напряжениям растяжения в стержне
(1.16)
Допускаемые напряжения [а] здесь и далее см. табл. 1.2.
Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин (рис. 1.19), В этом случае стержень болта растягивается осевой силой FaaT, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе Гр—см. формулу, (1.5), где F равна F3aT.
Напряжение растяжения от силы /\,ат
Напряжения кручения от момента Гр \ (1.17)
Требуемое значение силы затяжки
где А — площадь стыка деталей, приходящаяся на один болт, стсм — напряжение смятия в стыке деталей, значение которого выбирают по условиям герметичностиПрочность болта определяют по эквивалентному напряжению
(1.18) Вычисления показывают, что для стандартных метрических резьб
Э то позволяет рассчитывать прочность болтов по упрощенной формуле
Расчетамии практикой установлено, что болты с резьбой меньше М10. . .М12 можно разрушить при недостаточно квалифицированной затяжке. Например, болт с резьбой Мб разрушается при силе на ключе, равной 45Н; болт с резьбой М12 — при силе 180 Н (см. табл. 1.6). Поэтому в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендуют применять болты малых диаметров (меньше М8). На некоторых заводах для затяжки болтов используют специальные ключи предельного момента. Эти ключи не позволяют приложить при затяжке момент больше установленного. В таком случае отпадает необходимость ограничивать применение болтов малых диаметров (при условии, что ключи предельного момента применяют и в эксплуатации
23Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей.
Примером служат болты для крепления крышек резервуаров, нагруженных давлением р жидкости или газа (рис. 1.23). Затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой. Задача о распределении нагрузки между элементами такого соединения статически неопределима и решается с учетом деформаций этих элементов. Обозначим: FaaT — сила затяжки болта; F=Rlz — внешняя нагрузка соединения, приходящаяся на один болт (г — число болтов).
После приложения внешней нагрузки к затянутому соединению болт дополнительно растянется на некоторую величину А, а деформация сжатия деталей уменьшится на ту же величину.
Для простоты можно сказать, что только часть внешней нагрузки : дополнительно нагружает болт, а другая часть идет на разгрузку стыка*.
Если обозначим % — коэффициент внешней нагрузки (учитывает приращение нагрузки болта в долях от силы F, то дополнительная нагрузка болта равна %F, а уменьшение затяжки стыка — (1—%)F. Значение коэффициента % определяют по условию равенства дополнительных деформаций болта и деталей (условие совместности деформаций):
(1.23)
где К6 — податливость болта, равная его деформации при единичной нагрузке; %а — суммарная податливость соединяемых деталей. Из равенства (1.23)
(1.24)
Далее получим приращение нагрузки на болт
(1.25)
расчетную (суммарную) нагрузку болта
(1.26)
1 и остатйчную затяжку стыка от одного болта
V
24Прочность болта при статических нагрузках. При статических нагрузках прочность болта в соединении типа рис. 1.23 оценивают" по формуле
(1.32)
Здесь коэффициент 1,3 по-прежнему учитывает напряжения кручения, которые могут возникнуть при затяжке, соединения под нагрузкой (как правило, это не рекомендуют).
Прочность болта при переменных нагрузках. При переменных нагрузках [см. рис. 1.24 и формулы (1.25) и (1.26)] полное напряжение в болте можно разделить на постоянное
(1.33)
Запас прочности по переменным напряжениям подсчитывают по формуле (см. курс сопротивления материалов)
(1.34)
где о_х—предел выносливости материала болта (см. табл. 1.1); Ка—эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе (определяют при испытании затянутой резьбовой пары, а не просто стержня с резьбой); ij)a«0,l—коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений Значение Kg зависит от многих факторов и трудно поддается точному учету. Для.приближенных расчетов рекомендуют [18]: Ко яа 3,5.. .4,5—углеродистые стали, Ко « 4,0.. .5,5—легированные стали. Большие значения относятся к резьбам d > 20 мм. Эти значения получены для метрических нарезанных резьб и при простых гайках. Для накатанных резьб Ка уменьшается на 20...30%. При применении специальных гаек (см. рис. 1.16), выравнивающих распределение нагрузки- по виткам резьбы, значение Ко уменьшают на 30...40%.
\ Запас статической прочности по текучести материала проверяют ио формуле
\