Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Билет №1
1) Червячная передача – это зубчато-винтовая передача, движение в которой осуществляется по принципу винтовой пары. Червячные передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, у которых угол скрещивания осей обычно составляет 90°.
В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи бывают с цилиндрическим (а) или с глобоидным (б) червяком. Глобоидная передача имеет повышенный КПД, более высокую несущую способность, но сложна в изго-товлении и очень чувствительна к осевому смещению червяка, вызванному изнашиванием подшипников.
Ниже рассматриваются передачи с цилиндрическими червяками.
В зависимости от направления линии витка червяка передачи бывают с правым и левым направлением линии витка.
В зависимости от числа витков (заходов резьбы) червяка передачи бывают с одновитковым или многовитковым червяком.
В зависимости от расположения червяка относительно колеса передачи бывают с нижним (а), боковым (б), верх-ним (в) червяками. Чаще всего расположение червяка диктуется условием компоновки изделия.
Материалы червячных передач
Червяки современных передач изготавливают из углеродистых или легированных сталей. Наибольшей нагрузоч-ной способностью обладают пары, у которых витки червяка подвергают термообработке до высокой твёрдости (за-калка, цементация) с последующим шлифованием.
Материалы для изготовления зубчатых венцов червячных колёс в зависимости от их антифрикционных свойств условно делят на три группы:
• Оловянные бронзы (Бр 010 Ф1) – применяются при больших скоростях скольжения (VS = 5-25 м/с). Эти брон-зы дороги и дефицитны.
• Без оловянные бронзы (БрА 9 ЖЗЛ) и латуни – применяются при скорости скольжения VS < 5 м/с. • Серый чугун (СЧ15, СЧ20) – применяются при скорости скольжения VS < 2 м/с.
Основные геометрические размеры архимедова червяка представлены на рис. В червячных передачах угол профиля α обычно 20°. Расстояние между одноименными точками боковых сторон смежных витков червяка, измеренное параллельно оси, называют шагом червяка р. Осевой модуль передачи m=p/n
2) Предварительно оценивают средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях (изгибающий момент пока не известен, т.к. неизвестны расположения опор и места приложения нагрузок). Напряжение кручения:
«тау»=T/Wp=T/(0.2d3)=<[«тау»] или d=корень кубический из выражения T/(0.2[«тау»]). Обычно принимают:
[«тау»]=(20…30) Мпа для трансмиссионных валов
[«тау»]=(12…15) Мпа для редукторных и других аналогичных валов
Предварительно оценить диаметр проектируемого вала можно, также ориентируясь на диаемтр того вала, с которым он соединяется (валы передают одинаковым момент Т). Например, если вал соединяется с валом электродвигателя (или другой машины), то диаметр его входного конца можно принять равным или близким к диаметру выходного конца вала электродвигателя.
Билет №2
1) Достоинства и недостатки червячных передач
Достоинства червячных передач:
• Плавность и бесшумность работы.
• Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции.
• Возможность большого редуцирования, т.е. получения больших передаточных чисел (в отдельных случаях в несиловых передачах 1000).
• Возможность получения самотормозящей передачи, т.е. допускающей передачу движения только от червяка к колесу. Самоторможение червячной передачи позволяет выполнить механизм без тормозного устройства, препятствующего обратному вращению колеса.
• Высокая кинематическая точность.
Недостатки червячных передач:
• Сравнительно низкий КПД вследствие скольжения витков червяка по зубьям колеса.
• Значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом.
• Необходимость применения для венцов червячных колес дефицитных антифрикционных материалов.
• Повышенное изнашивание и склонность к заеданию.
Для передач с вогнутым червяком угол профиля в осевом сечении витка червяка, измеренный на делительном диаметре, равен 22° .
Расстояние между одноименными точками боковых сторон смежных витков червяка, измеренное параллельно оси, называют шагом ρ червяка , Отношение ρ/π называют модулем m .
Червячные колеса нарезают фрезами, режущие кромки которых при вращении образуют поверхности, идентичные с поверхностью витков червяка. В целях сокращения номенклатуры зуборезного инструмента стандартизованы модули и коэффициенты диаметра червяка.
Число заходов червяка выбирают из установленных ГОСТ значений 1, 2 или 4. Передачи большой мощности не выполняют с однозаходнымн червяками из-за низкого КПД.
Минимальное число зубьев червячных колес z2min составляет для кинематических передач 17, в силовых передачах z2min = 28. Наиболее желательно для силовых передач z2 = 30...90 .
Делительный диаметр колеса равен: d2=mz2
2) Принципы подбора подшипников качения
Подшипники, в зависимости от строения, обладают характерными свойствами, определяющими условия, в которых они оптимально исполняют поставленные перед ними задачи. Свойства подшипников определяют также условия, в которых следует их эксплуатировать, чтобы максимально использовать их возможности. Основные ограничения при проектировании подшипникового узла или при подборе подшипника к уже применяемому конструкционному решению:
• пространство встройки узла подшипников
• значения и направления нагрузок
• достигаемые вращательные скорости и изменение направления вращения
• нивелирование ошибок соосности
• точность исполнения и требуемый уровень тихого хода
• жесткость подшипникового узла
При проектировании и подборе подшипника, по крайней мере один из его основных размеров определен конструкцией машины или самым конструктором. Чаще всего это диаметр внутреннего отверстия подшипника. В зависимости от таких факторов, как вид нагрузок, ошибки соосности
или жесткость, рекомендуется подбор соответствующего подшипника.
Категории подшипников качения
Шариковые подшипники обычно применяются в подшипниковых узлах небольших валов, которые, как правило, работают при больших вращательных скоростях. Они могут в некоторой степени принимать осевые нагрузки, особенно при увеличенном радиальном зазоре.
Если диаметр вала большой, что влияет на возрастание нагрузок, то применяются цилиндрические подшипники, однако только при радиальных нагрузках.
Одновременно с возрастанием сложности нагрузок появлятся необходимость применения подшипников со специфическими свойствами, напр., качающихся или бочкообразных роликоподшипников.
На небольших пространствах встройки, что в эру миниатюризации имеет все большее значение, все шире применяются различные виды подшипников с игольчатыми роликами. Несмотря на простую конструкцию, они могут переносить значительные нагрузки, сохраняя при этом большую жесткость подшипникового узла.
В зависимости от угла исполнения дорожки качения, скошенные или конусные шарикоподшипники могут переносить любые комбинации случайных сил.
Для приведение в соответствие со сложными конструкционными требованиями в одной системе часто совместно работают подшипники различных типов. Аналогичный эффект, а к тому же, значительную экономность места можно получить, применяя готовые для встройки комбинированные подшипники.
Этапы подбора подшипников
Условия работы и среды
Следует учесть следующие факторы:
• функциональность и конструкцию корпуса подшипникового узла
• расположение подшипникового узла
• нагрузка подшипникового узла и направление и значение сил
• вращательную скорость
• колебания и ударные нагрузки
• темпепратуру работу подшипникового узла
• условия работы: влияние коррозии, степень загрязнения
подшипникового узла, метод смазки и т.п.
Выбор типа подшипника и конфигурации
На выбор подшипника влияют:
• ограничения по размерам
• нагрузка на подшипник – величина и направление нагрузки,
колебания и ударные нагрузки
• вращательная скорость – постоянная, изменчивая, имеющиеся
изменения направления вращения
• точность изготовления подшипника
• допустимая несоосность подшипника
• момент трения
• жесткость подшипникового узла
• фиксация подшипникового узла (фиксированный подшипник – свободный
подшипник)
• требования по монтажу - демонтажу
• доступность подшипника, наклады
Подбор подшипника с учетом нагрузки
Выбор подшипника определяет соответствующее
проектирование всего подшипникового узла, поэтому
следует учесть следующие факторы:
• соответствующее проектирование элементов наружного корпуса
подшипникового узла
• равномерное распределение динамической - статической нагрузки
• коэффициент безопасности
• допустимую вращательную скорость
• допустимую нагрузку
• доступность для встройки
Подбор класса точности подшипника
При подборе точности изготовления подшипника следует учитывать:
• допуск биения вала
• вращательную скорость
• изменчивость вращательного момента
Подбор внутренних зазоров подшипника
При подборе зазоров подшипника следует обратить внимание на:
• материал и толщину стенок наружного корпуса
• соответствие: вала - внутреннего кольца и корпуса
- внутреннее кольцо
• градиент температуры между наружным и внутренним
кольцами
• допустимое перемещение между кольцами, осевой
зазор
• нагрузка – величина и характер нагрузки
• значение начального напряжения
• вращательную скорость
Билет №3
1) Цилиндрический редуктор представляет собой специальный механизм, основная функция которого заключается в передаче вращательных движений от одного вала к другому, расположенных в параллельных плоскостях. Использование данных машин позволяет существенно сократить скорость вращения, что делает эффективным эксплуатацию цилиндрического редуктора в различных областях промышленности.
Конечно, главной особенностью редуктора цилиндрического, обусловившей ему широкое применение, является высокий КПД, который, в зависимости от передаточного числа, может достигать значения 98%. Следующее преимущество таких механизмов вытекает из предыдущего: благодаря высокому КПД отсутствует эффект рассеивания передаваемой энергии, что, в свою очередь, обуславливает отсутствие нагрева рабочих элементов.
Редуктор червячный — один из классов механических редукторов. Редукторы классифицируются по типу механической передачи. Редуктор называется червячным по виду червячной передачи, находящейся внутри редуктора, передающей и преобразующей крутящий момент. Винт, который лежит в основе червячной передачи, внешне похож на червяка, отсюда и название.
Наиболее распространены одноступенчатые червячные редукторы. При больших передаточных числах применяют либо двухступенчатые червячные редукторы, либо комбинированные червячно-зубчатые или зубчато-червячные редукторы. В одноступенчатых червячных редукторах червяк может располагаться под колесом, над колесом, горизонтально сбоку колеса и вертикально сбоку колеса. Выбор схемы червячного редуктора определяется требованиями компоновки. Червячные редукторы с нижним расположением червяка применяют при v1< 5 м/с, с верхним — при v1> 5 м/с. В червячных редукторах с боковым расположением червяка смазка подшипников вертикальных валов затруднена.
2) Радиальные подшипники нередко подвергаются одновременному воздействию радиальных и осевых нагрузок. Если суммарная нагрузка постоянна по величине и направлению, эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник P может быть вычислена по общей формуле:
P = XFr + YFa , где
P = эквивалентная динамическая нагрузка, кН,
Fr = фактическая радиальная нагрузка, кН,
Fa = фактическая осевая нагрузка, кН,
X = коэффициент радиальной нагрузки подшипника,
Y = коэффициент осевой нагрузки подшипника.
Дополнительная осевая нагрузка оказывает влияние на значение эквивалентной динамической нагрузки P, действующей на однорядный радиальный подшипник только в том случае, если отношение Fa/Fr превышает определенный ограничивающий коэффициент e. Для двухрядных радиальных подшипников даже легкие осевые нагрузки, как правило, имеют значение.
То же общее уравнение справедливо для сферических упорных роликоподшипников, которые способны воспринимать как осевые, так и радиальные нагрузки. Для упорных подшипников, которые способны воспринимать только чисто осевые нагрузки, например, упорные шарикоподшипники, цилиндрические упорные роликоподшипники, игольчатые и конические упорные роликоподшипники, это уравнение может иметь упрощенно, при условии, что нагрузка действует по центру:
P = Fa.
Всю информацию и данные, требуемые для расчета эквивалентной динамической нагрузки на подшипник, можно найти во вступительных статьях соответствующих разделов каталога и в таблицах подшипников.
Билет №4
1)
Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления. Сила Fn действующая на зуб косозубого колеса направлена по нормали к профилю зуба, т.е. по линии зацепления эквивалентного прямозубого колеса и составляет угол “aw” с касательной к эллипсу.
2) Призматические шпонки рассчитывают на смятие и срез. Для упрощения расчетов принимают плечо сил, действующих на шпонку относительно осевой линии вала, равным радиусу вала. Соответственно, проверочный расчет призматической шпонки производят по следующим формулам:
На смятие:
«сигма»см=2T/(dlpK)=<[«сигма»см] (8.1)
На срез:
«тау»с=2T/(dlpb)=<[«тау»с] (8.2)
Где Т – крутящий момент, d – диаметр вала, b и lp=l-b – соответственно ширина и рабочая длина шпонки, К – справочный размер для расчета на смятие «сигма»см и [«сигма»см] – расчетное и допускаемое напряжение на смятие для шпоночного соединения, «тау»с и [«тау»с] – расчетное и допускаемое напряжение на срез для шпонки. Проверочный расчет сегментной шпонки производится так же, как и для призматической шпонки, на срез, по формуле 8.2, на смятие – по формуле
«сигма»см=2Т/(dlK)=<[сигма»см]
Билет №5
круговая сила на червячном колесе (осевая на червяке)
Fa1=Ft2=2T2/d2
круговая сила на червяке (осевая на колесе)
Fa2=Ft1=2T1/d1
Радиальная сила Fr=Ft2tga
Нормальная сила F’n=Ft2/cosa
2) При проектировании резьбовых соединений обычно рассчитываются на прочность только стержни с резьбой (т. е. болты, шпильки) а гайки рассчитываются только нестандартные. В зависимости от задания расчет болта может быть проектным или проверочным. Рассмотрим основные случаи расчета болта под действием внешних сил.
Болт нагружен осевой силой (фиг. 265, а).
При незатянутой гайке такой болт работает только на растяжение. Расчет болта на растяжение ведется по его наименьшему сечению, соответствующему внутреннему диаметру резьбы d1. Основное расчетное уравнение болта
P = ?d12 [?]p/4 кг,
где Р — внешнее усилие, растягивающее болт, в кг;
d1 — внутренний диаметр болта в см;
[?]p — допускаемое напряжение на растяжение в кг/см2.
Из этой формулы при проектном расчете определяется d1
d1 = ?(4Р / ?[?]p) см,
а при проверочном расчете определяется фактическое напряжение [?]p, которое не должно быть больше допускаемого [?]p (табл. 164),
[?]p= 4P / ?d12 ? [?]pкг/см2.
Билет №6
1) Ременная передача — это передача механической энергии при помощи гибкого элемента (ремня) за счёт сил тре-ния или сил зацепления (зубчатые ремни). Состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня (одного или нескольких). Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью.
Классификация ременных передач:
В зависимости от формы поперечного сечения ремня ременные передачи делят на:
• плоскоременные (а);
• клиноременные (с трапециевидным профилем) (б);
• круглоременные (с круглым профилем) (в);
• поликлиноременные (г);
• передачи с зубчатыми ремнями.
В современном машиностроении наибольшее применение имеют клинове и поликлинове ремни. Передачи с круг-лым ремнем имеет ограниченное применение (швейные машины, настольные станки, приборы).
В зависимости от назначения передачи и взаимного расположения осей:
• открытые с параллельными осями валов и вращением шкива в одном направлении;
• перекрестные с параллельными осями валов и вращением шкивов в противоположных направлениях;
• полу-перекрестные со скрещивающимися осями;
• угловые со скрещивающимися и пересекающимися осями валов.
Для плоскоременных передач применяют следующие типы ремней:
• Кожаные ремни - обладают хорошей тяговой способностью, хорошо переносят колебания и нагрузки, но они дороги и дефицитны.
• Прорезиненные ремни - состоят из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани соединенных собой вулкани-зированной резиной. Резина обеспечивает работу ремня, как единого целого, защищает ткань от повреждений и по-вышенного коэффициента трения, но разрушается от попадания масла, бензина и щелочей.
• Хлочато-бумажные ремни – изготавливают как цельную ткань с несколькими слоями основы, пропитанных специальным составом (битум, озакериб). Эти ремни легкие и гибкие, могут работать на шкивах малых диаметров с большими скоростями, но обладают меньшей долговечностью и тяговой способностью.
• Шерстяные ремни – ткань с многослойной шерстяной основой и хлопчато-бумажным утком, пропитанные специальным составом (сурик на олифе). Обладают значительной упругостью, менее чувствительны к температурной влажности и кислотам, но обладают низкими тяговыми способностями.
• Пленочные ремни – новый тип ремней из пластмасс на основе полиамидных смол, армированных кордом из капрона или лавсана. Обладают высокими статической прочностью и сопротивлением усталости. Применяются для передачи с высокой мощностью и быстроходностью.
• Для клиноременной передачи применяют прорезиненные ремни двух конструкций: с несущим элементом из нескольких слоев ткани или слоя шнура навитого по спирали, завулканизированных в резину, с тканевой оберткой или без нее.
2) Болт нагружен только усилием затяжки. Если при помощи болта осуществляется плотное соединение двух (или нескольких) деталей, то гайка болта должна быть затянута до отказа. В этом случае стержень болта, кроме растяжения силой затяжки Рзат работает еще и на кручение от момента Мр, где
Мр = Рзат tg(? + ?) dcp/2 ? 0,25 Рзат dcp/2
В этом случае болт должен быть рассчитан на сложное сопротивление от растяжения и кручения. Фактическое напряжение от растяжения будет
?p= 4Рзат / ?d12 кг/см2,
а от кручения
?кр = Мр / 0,2d13 кг/см2.
Тогда приведенное напряжение от суммарного действия растяжения и кручения будет равно
?пр = ?(?р2 + 3?2 ) ? 1,3*4Рзат / ?d12 ? [?]p кг/см2.
Откуда расчетное уравнение болта будет
1,3Рзат = ?d12 * [?]p/ 4 кг.
Таким образом, болты с сильно затянутыми гайками рассчитываются на растяжение по условной расчетной нагрузке, равной 1,3Рзат. Для определения Рзат необходимо знать крутящий момент в резьбе Мр ? 0,ЗМкл, где Мкл — момент на рукоятке ключа. Этот момент равен
Мкл = SL кг/см,
где S — усилие рабочего в кг. Для небольших диаметров болтов (до М16) применяются короткие ключи, которые рабочий вращает одной рукой. В этом случае можно считать S ? 30 кг. Для больших диаметров болтов ключи берутся более длинные, их вращают двумя руками; можно принимать S = 50 кг. Длина L рукоятки ключа принимается от 10 до 15 d.
Все данные брать из 5-го билета 2-го вопроса.
Билет №7
1) 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.
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
Про установку сам отвечу.
2) Гузенков. 256 страница. Или в тетради глянуть. Билет №8 2-ой вопрос
Билет №8
1) Цепные передачи
Цепная передача — это передача механической энергии при помощи гибкого элемента (цепи) за счёт сил зацепле-ния. Может иметь как постоянное так и переменное передаточное число (напр. цепной вариатор). Состоит из — веду-щей и ведомой звездочки и цепи. Цепь состоит из подвижных звеньев.
Применяют при значительных межосевых расстояниях (до 8 метров), для передачи одного ведущего вала несколь-ким ведомым (когда зубчатые передачи неприменимы, а ременные не надежны). Наибольшее распространение полу-чили в сельскохозяйственном, транспортном, химическом, станкостроительном, горнорудном оборудовании и подъ-емно-транспортных устройствах.
Диапазон работы:
Мощность (Р) до 3000 кВт Скорость (V) до 35 м/с
Передаточное отношение (i) до 10
Главный элемент цепной передачи – приводная цепь, которая состоит из соединенных шарнирами звеньев. Основными типами приводных цепей являются втулочные, роликовые и зубчатые, которые стандартизованы и изготавливаются специализированными заводами.
Роликовые цепи состоят из двух рядов наружных и внутренних пластин. В наружные пластины запрессованы валики, пропущенные через втулки, на которые запрессованы внутренние пластины. Валики и втулки образуют шарниры. На втулки свободно надеты закаленные ролики. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который перекатывается по зубу и уменьшает его износ. Кроме того, ролик выравнивает давление зуба на втулку и предохра-няет ее от изнашивания. Роликовые цепи имеют широкое распространение, рекомендуются при скоростях меньше 15 м/с.
Втулочные цепи по конструкции аналогичны роликовым цепям, но не имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает ее массу, но увеличивает износ. Втулочные цепи применяют в неответственных передачах при скоростях менее 1 м/с.
Зубчатые цепи состоят из набора пластин зубообразной формы, шарнирно соединенных между собой. Число пластин определяет ширина цепи B, которая зависит от передаваемой мощности. Рабочими гранями пластин являются плоскости зубьев, расположенные под углом 60°, которыми каждое звено цепи садится на два зуба звездочки. Благодаря этой особенности зубчатые цепи обладают минимально возможным шагом и поэтому допускают более высокие скорости. Для устранения бокового спадания цепи со звездочками применяют направляющие пластины 1, расположенные по середине цепи или по ее бокам. Зубчатые цепи по сравнению с другими работают более плавно, с меньшим шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку, но тяжелее и дороже. Рекомендуются при скоростях меньше 25 м/с
2) Основная причина выхода из строя винтов и гаек передач – износ резьбы. В качестве критерия износостойкости резьбы винтовой пары принимают давление q между резьбами винта и гайки, которое не должно превышать допускаемого [q], зависящего от материалов винтовой пары и условий ее эксплуатации. Условие износостойкости
Рабочая высота h профиля для квадратной резьбы (см. рис. 1) и в соответствии с ГОСТ 9484-81, СТ СЭВ 185-75, 146-75 для трапецеидальной резьбы h=0.5P
где Р - шаг резьбы. Число витков резьбы zв гайки связано с ее высотой H и шагом резьбы соотношением
После подстановки в формулу значений h и zв из предыдущих двух формул получим
заменой H=kd2,
где H=kd2 — отношение высоты гайки к среднему диаметру резьбы;
k=1,2...2,5 для цельных гаек и k=2,5...3,5 для разъемных гаек; значение k тем больше, чем больше диаметр резьбы. Рекомендуют принимать
для закаленной стали по бронзе [q]=10...13 МПа
(для нажимных винтов прокатных станов [q]=15...20 МПа);
для незакаленной стали по бронзе [q]=8...10 МПа,
для незакаленной стали по чугуну [q]=5...6 МПа.
Формулы относятся к винтам и гайкам с трапецеидальной или квадратной резьбой, но ими пользуются также при расчете винтов и гаек с другими профилями резьбы.
По найденному значению среднего диаметра d2 резьбы для стандартной резьбы по соответствующему ГОСТу принимают размеры всех параметров резьбы: наружного диаметра d1; внутреннего диаметра d2; высоты профиля h и шага резьбы Р.
Размеры квадратной резьбы определяют по формулам (см. рис. 1):
h=0.1d2
d=d2+h
d1=d2-h
P=2h
Для всякой резьбы ход Ph и угол наклона ψ, который принимается по среднему диаметру резьбы d2, определяют по формулам
Ph=nP, tg ψ=Ph/(πd2), где n - число заходов резьбы.
Билет №9
1) Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица колеса (шкива, звездочки, маховика и т.д.). Шпонка – деталь, соединяющая вал и ступицу. Она служит для передачи вращающего момента от вала к ступице или наоборот.
Шпоночные соединения можно разделить на две группы: ненапряженные и напряженные. К ненапряженным относят соединения призматическими и сегментными шпонками, к напряженным – соединения клиновыми шпонками.
Шпонки стандартизованы:
- призматические шпонки – ГОСТ 23360-78
- сегментные шпонки – ГОСТ 24071-97
- цилиндрические шпонки (штифты) – ГОСТ 3128-70, ГОСТ 12207-79
- клиновые шпонки – ГОСТ 24068-80
- тангенциальные клиновые шпонки – ГОСТ 24069-97, 24070-80
В машиностроении наибольшее распространение нашли ненапряженные неподвижные шпоночные соединения как более простые в изготовлении, клиновые шпонки применяются редко.
Материал шпонок
Стандартные шпонки изготовляют из конструкционной углеродистой стали с пределом прочности не менее 500 МПа. Чаще всего применяют стали марок Ст6; 45; 50; 60. Значение допускаемых напряжений смятия зависит от режима работы, прочности материалов вала и ступицы, типа посадки ступицы на вал - в пределах [см] = 60…150 МПа (меньшие значения для чугунных ступиц и при неравномерной и ударной нагрузке, большие – для стальных ступиц).
Условное обозначение
В условном обозначении призматической шпонки указывают номерисполнения (кроме исполнения 1), размеры поперечного сечения bхh, длину шпонки l и номер стандарта. Призматическая шпонка исполнения 1 (скругленная с двух сторон) и размерами b = 8 мм, h = 7 мм, l = 18 мм: Шпонка 8х7х18 ГОСТ 23360-78.
Какой должна быть шпонка на валах?(таблица подбора шпонок)
Для правильной и долговечной работы мотор-редукторов очень важно, чтобы их соединение было правильным. Одной из важнейших частей соединения мотора и редуктора является шпонка. Правильно подобранные размеры шпонки гарантируют долговечную работы привода. Размеры в зависимости от валов представлены в следующей таблице:
2) Расчет валов на усталостную прочность является основным и обязательным. В нем учитываются характер изменения напряжений, характеристики выносливости материалов, факторы концентрации напряжений и т.д.. Чтобы определить амплитуду и среднее значение касательных напряжений, надо знать истинный характер изменения крутящего момента Т в реальных условиях эксплуатации машины. В расчетах принимают изменение касательных напряжений по пульсирующим циклом для вращающихся валов только в одну сторону, и по симметричным циклом для валов с переменным направлением передачи нагрузки.
При расчетах вала на усталостную прочность, для определения коэффициентов запаса прочности нужно выбирать сечения, где возникают максимальные напряжения и размещены концентраторы напряжений. В некоторых случаях наличие фактора концентрации напряжений в любом сечении вала является достаточным условием необходимости выполнения расчета на усталостную прочность даже при незначительных номинальных напряжениях в этом сечении.
В некоторых сечениях валов могут возникать только нормальные g или только касательные т напряжения. Тогда определяют SG или ST, а расчетный коэффициент запаса прочности S = SG или S = ST.
Расчет валов на усталостную прочность выполняют с учетом переменных режимов нагрузки машин на протяжении срока их службы. Однако из-за отсутствия достаточного количества достоверных экспериментальных данных по этому вопросу в последнее время ограничиваются расчетами валов, работающих с постоянным режимом нагрузки, т.е. выходят из неблагоприятных условий погрузки валов.
Билет №10
1) КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ В РЕЖИМЕ ДИАЛОГА
При разработке конструкции вала должны быть решены следующие вопросы: — выбор способа передачи вращающего момента с детали, установленной на валу, на вал или с вала на деталь (соединения с натягом, шпоночное, шлицевое и др.); — обеспечение осевой фиксации деталей на валу и самого вала в опорах (соединения с натягом, резьбовое, упор в торец буртика, крепление пружинным стопорным упорным кольцом и др.); — регулирование (при необходимости) осевого положения деталей на валу (резьбовое соединение, дистанционные кольца и др.); — выполнение вала (при необходимости) за одно целое с зубчатыми цилиндрическими или коническими шестернями, с червяком; — введение канавок для выхода шлифовального круга или резьбонарезного инструмента, участков сбега резьбы, выхода концевых, червячных или фасонных фрез. Результат конструирования — разработка комплекта документации (эскизный или рабочий чертеж вала). В соответствии с решаемыми при проектировании вопросами требуется расчленение образа вала на ряд составных частей (участков) с возможностью их раздельного проектирования, с необходимой типизацией и унификацией проектных решений. Процесс проектирования делится на этапы. Этап заканчивается созданием описаний, относящихся к одному участку вала. При выполнении программы решаются задачи синтеза и анализа описаний. При решении задач синтеза определяются состав и последовательность участков, способ связи между отдельными участками при выполнении тех или иных условий.
2) Основные параметры крепежных цилиндрических метрических резьб К основным параметрам цилиндрических резьб относятся: • d2 (D2) – средний диаметр резьбы соответственно болта и гайки; • d (D) – наружный диаметр резьбы соответственно болта и гайки; • d1 (D1) – внутренний диаметр резьбы соответственно болта и гайки; • Р – шаг резьбы; • α – угол профиля резьбы, для метрических резьб α = 60°. Значения основных параметров метрических резьб по ГОСТ 9150-81
Билет №11
1) 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 (разъема) необходимо произвести действия в обратном порядке. В резьбовых соединениях используется метрическая и дюймовая резьба различных профилей в зависимости от технологических задач соединения. Классификация и основные признаки резьб: - единица измерения шага (метрическая, дюймовая, модульная, питчевая резьба) - расположение на поверхности (внешняя и внутренняя резьба)
- направление движения винтовой поверхности (правая, левая);
- число заходов (одно- и многозаходная), например двузаходная, трёхзаходная и т. д.;
- профиль (треугольный, трапецеидальный, прямоугольный, круглый и др.);
- образующая поверхность на которой расположена резьба (цилиндрическая резьба и коническая резьба);
- назначение (крепёжная, крепёжно-уплотнительная, ходовая и др.).
2) Устный ответ
Билет №12
1) КПД резьбовой пары определяют из условия «ню»=Апол/Азатр где Апол – полезная работа, Азатр – работа, затраченная на завинчивание гайки.
Рассмотрим поворот гайки на малый угол dγ, при котором силы считаем постоянными. Тогда КПД резьбовой пары
Чтобы увеличить КПД необходимо либо уменьшить φ1, т.е. уменьшить коэффициент трения f, изготовив гайку и винт из антифрикционных материалов (φ1 < Ψ для ходовых резьб), либо увеличить Ψ, т.е. повысить заходность резьбы (если резьба должна быть самотормозящейся, то φ1 > Ψ).
2) Значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом. Для уменьшения нагрева в червячной передаче применяют масленные резервуары с ребристыми стенками с целью более интенсивной теплоотдачи в окружающий воздух, обдув корпуса и другие способы охлаждения.
Билет №13
1) профили крепежным делают треугольные лучше сила трения точнее больше и лучше держится, за счет клиновидной формы резьбы
а крепежные делают прямоугольные, трапецеидальные (иногда трапецеидальные делают и в крепежных), это обеспечивает лучшую опорную поверхность, на них лучше упирается винт или болт
и поступательное движние как бы мощнее
2) Число зубьев шестерни разделить на кол-во заходов червяка. Так же i=n1/n2=z2/z1
Билет №14
1) В современном машиностроении большинство машин состоит из сборочных единиц (узлов) и механизмов. Для обеспечения кинематической и силовой связи валы узлов соединяют муфтами. Муфта — устройство (деталь машины), предназначенное для соединения друг с другом концов валов, а также валов и свободно сидящих на них деталей.
Назначение муфт – передача вращающего момента без изменения его значения и направления. В ряде случаев муфты дополнительно поглощают вибрации и толчки, предохраняют машину от аварий при перегрузках, а также используются для включения и выключения рабочего механизма машины без остановки двигателя.
2) Как правильно подобрать приводной ремень?
Для правильного подбора приводного ремня необходимо определить вид ремня: клиновой ремень, зубчатый ремень, плоский ремень, широкоугольный клиновой ремень, поликлиновой ремень, вариаторный ремень, транспортерная лента.
Сейчас расмотрим клиновой приводной ремень.
Для подбора клинового ремня необходимо померить верхнее широкое основание и высоту (толщину). Так же необходимо померить длину окружности приводного ремня, длину отрезка если приводной ремень порван или померить по шкивам если ремня нет. Если ремня нет можно померить ширину канавки шкива – это будет соответствовать ширине верхнего широкого основания ремня.
По длине клиновые ремни подразделяется: внешняя длина (обычно на приводных ремнях маркируется буквами La), расчетная длина – длина по корду (обычно на приводных ремнях маркируется буквами Lp, Ld или Lw) и внутренняя длина (обычно на приводных ремнях маркируется буквами Li).
Определение числа ремней:
z = P/(PpC2)
где Ρ-мощность на ведущем валу передачи; С2 - коэффициент числа ремней, Pp - мощность передаваемая одним ремнем в условиях эксплуатации, z – число ремней.
Чем больше число ремней, тем трудней получить их равномерную загрузку. Неизбежные погрешности размеров ремней и канавок шкивов приводят к тому, что ремни натягиваются различно, появляются дополнительные скольжения, износ и потеря мощности. Поэтому рекомендуют
z меньше либо равно 6
Билет №15
1) В ременной передаче возникают два вида скольжения: упругое и буксование. Упругое скольжение неизбежно при нормальной работе передачи. В процессе работы напряжение ремня на ведущем шкиве падает, ремень укорачивается и отстает от шкива. Возникает упругое скольжение. На ведомом шкиве натяжение ремня падает, и тоже возникает упругое скольжение. Упругое скольжение возникает в результате разности натяжений ведущей и ведомой ветви. По мере роста окружной силы , ремень начинает скользить по всей длине дуги обхвата, то есть по всей поверхности касания ремня с ведущим шкивом, то есть буксует. Ведомый шкив при этом останавливается, к.п.д. падает до нуля. Упругое скольжение характеризуется коэффициентом скольжения , который представляет потерю скорости на шкивах, а, следовательно, непостоянство передаточного отношения. Поэтому передаточное число ременной передачи определяется по формуле:
E – коэф. Упругого скольжения.
2) Заклёпочное соединение — неразъёмное соединение деталей при помощи заклёпок. Обеспечивает высокую стойкость в условиях ударных и вибрационных нагрузок. На современном этапе развития технологии уступает место сварке и склеиванию, обеспечивающим большую производительность и более высокую прочность соединения. Однако по-прежнему находит применение по конструктивным или технологическим соображениям: в соединениях, где необходимо исключить изменение структуры металла, коробление конструкции и перегрев расположенных рядом деталей; соединение разнородных, трудно свариваемых и не свариваемых материалов; в соединениях с затруднительным доступом и контролем качества; в случаях, когда необходимо предотвратить распространение усталостной трещины из детали в деталь.
Применяют, в основном, в авиа- и судостроении, металлоконструкциях и других изделиях с внешними нагрузками, действующими параллельно плоскости стыка.
Классификация:
Заклёпочные соединения делятся на:
прочные (рассчитанные только на восприятие и передачу силовых нагрузок),
плотные (герметичные) (обеспечивают герметичность конструкций в резервуарах с невысоким давлением),
прочноплотные (восприятие силовых нагрузок и герметичность соединения).
По конструкции заклёпочные соединения делятся на однорядные и многорядные с цепным или шахматным расположением заклёпок, а в зависимости от количества плоскостей среза — одно- и многосрезные[1].
По характеру воздействия нагрузки на заклёпочное соединение — швы с поперечной нагрузкой, перпендикулярной оси заклёпок, и продольной, параллельной оси заклёпок.
Материалы заклепок и допускаемые напряжения
Заклепки изготовляют из стали, меди, латуни, алюминия и других металлов. Материал заклепок должен обладать пластичностью и не принимать закалки. Высокая пластичность материала облегчает клепку и способствует равномерному распределению нагрузки по заклепкам.
При выборе материала для заклепок необходимо стремиться к тому, чтобы температурные коэффициенты линейного расширения заклепок и соединяемых деталей были равными или близкими. В противном случае при колебаниях температуры в соединении появляются температурные напряжения.
Особую опасность представляет сочетание разнородных материалов, которые способны образовывать гальванические пары. Гальванические токи быстро разрушают соединение. Такое явление наблюдается в химической промышленности и судостроении. Поэтому для скрепления алюминиевых деталей применяют алюминиевые заклепки, для медных – медные.