задание ТЗ Документ содержащий назначение технические характеристики и показатели качества техни

Работа добавлена на сайт samzan.net:

Перечень вопросов для экзамена по ДМ(П) и ОК.

1.  Пять стадий разработки конструкторской документации.
2.  Техническое задание (ТЗ)

Документ содержащий назначение, технические характеристики и показатели качества, технико-экономические требования, предъявляемые к разрабатываемой конструкции  машины, число стадий разработки конструкторской документации и специальные требования. Техническое задание после согласования и утверждения является основанием для выполнения проектных разработок.

1.  Техническое предложение (ТП)

Документ содержащий назначение, технические характеристики и показатели качества, технико-экономические требования, предъявляемые к разрабатываемой конструкции  машины, число стадий разработки конструкторской документации и специальные требования. Техническое задание после согласования и утверждения является основанием для выполнения проектных разработок.

1.  Эскизный проект (ЭП)

Документ содержащий принципиальные конструктивные решения, дающие общее представление об устройстве и принципе работы машины, а также данные, определяющие ее назначение, основные параметры и общий вид. Эскизный проект после согласования и утверждения служит основанием для дальнейшей разработки проекта.

1.  Технический проект (ТП-Т)

Документ содержащий окончательные технические решения, дающие полное представление об устройстве разрабатываемой   машины и необходимые исходные данные для подготовки рабочей документации. Технический проект после согласования и утверждения служит основанием для разработки рабочей документации.

1.  Рабочая документация (РД)

Документация для подготовки единичного, серийного или массового производства машин. В процессе разработки наиболее полно учитывают технологические и организационные факторы производства.

Эта стадия разработки наиболее продолжительна и требует наибольших затрат времени и средств. РД разрабатывают последовательно для изготовления и испытания опытного образца (партии), установочных серий и установившегося серийного или массового производства. Инженерные расчеты в процессе  конструирования, как и весь процесс проектирования машин, носят многовариантный характер, что создает благоприятные предпосылки к выбору оптимального решения.

1.  Основные типы крепежных деталей резьбовых соединений;

Резьбовые соединения

Соединение деталей с помощью резьбы является одним из старейших и наиболее распространенных видов разъемного соединения. К ним относятся соединения с помощью болтов, винтов, шпилек, винтовых стяжек и т.д.

Резьба

Резьба – выступы, образованные на основной поверхности винтов или гаек и расположенные по винтовой линии.

Классификация резьб:

1. По форме профиля:

1.  упорные;
2.  треугольные;
3.  прямоугольные;
4.  круглые;
5.  трапецеидальные;

2. По форме основной поверхности:

1.  цилиндрические;
2.  конические;

3.         По назначению:

1.  крепежные;
2.  ходовые;
3.  специальные;

4.По направлению винтовой линии:

1.  правые;
2.  левые.

Соединение болтами применимо только при возможности выполнения сквозных отверстий в стягиваемых деталях. Монтаж болтовых соединений не особенно удобен: требуется страховка болта от проворачивания при затяжке гайки. Желательна фиксация болта в осевом направлении при затяжке. При монтаже приходится манипулировать двумя деталями - болтом и гайкой.

2. Соединение ввертными болтами применяют при глухом нарезном отверстий (рис.1.2), когда невозможно применить болт с гайкой, или при сквозном нарезном отверстии (рис.1.3), когда возможна установка болта только с одной стороны соединения. Ввертные болты по конструкции аналогичны болтам с навертной гайкой.

Деталь с нарезным отверстием должна быть выполнена из материала, который хорошо держит резьбу (например, стали, ковкого и высокопрочного чугуна, титанового сплава, бронзы). В деталях из мягких сплавов (алюминиевых, магниевых, цинковых и т.д.) требуется введение промежуточных нарезных втулок (футорок) из более твердого металла.

Нежелательно выполнение нарезных отверстий в деталях из серого чугуна для часто разбираемых соединений (резьба в сером чугуне склонна к выкрашиванию и быстро изнашивается), а также в деталях из коррозионно-стойких сталей (нарезание резьбы сопряжено с большими трудностями из-за вязкости сплава). При износе резьбы деталь с нарезным отверстием выходит из строя, исправить ее можно только установкой нарезных втулок (если это допускает конструкция детали).

Соединение имеет определенное ограничение по высоте стягиваемых деталей: осуществить правильную затяжку длинных болтов затруднительно из-за неустранимого скручивания стержня болта при затяжке.

При сборке и разборке манипулируют одной деталью - болтом, что представляет определенное преимущество перед болтовым соединением, где приходится манипулировать болтом и гайкой.

3. Соединение шпильками в основном применяют для деталей из мягких (алюминиевых и магниевых сплавов) или хрупких (серого чугуна) материалов, а также при глухих или сквозных нарезных отверстиях. (рис.1.4-1.5) в случаях, когда невозможна установка ввертных болтов.

Ввертной конец шпильки устанавливают в нарезном гнезде наглухо и притом по большей части с натягом. В этих условиях резьбовое соединение детали даже из мягких металлов получается достаточно надежным.

При срыве или повреждении резьбы деталь с нарезными отверстиями выходят из строя; исправить ее можно только установкой нарезных втулок. При обрыве шпильки удаление ввертного ее конца из гнезда затруднительно.

Сборка и разборка соединения имеет особенности; детали можно соединять и разъединять только в направлении, перпендикулярном к плоскости стыка, приподнимая снимаемую деталь на полную высоту шпилек. Этим соединение существенно отличается от болтового соединения и соединения ввертными болтами, где возможен, при удаленных болтах, сдвиг деталей параллельно плоскости стыка. При сборке и разборке манипулируют одной деталью - гайкой.

Соединение шпильками вызывает определенные неудобства при сборке: выступающие концы шпилек затрудняют доступ к соседним деталям. Особенно ощущается этот недостаток в многошпилечных соединениях с "частоколом" длинных шпилек.

1.  Способы стопорения резьбовых соединений;

Стопорение контргайкой (фиг. 262, а) — простой и распространенный способ. В результате затяжки контргайки в болте возникает растягивающее усилие, увеличивающее силу трения в резьбе. Недостатком этого способа является увеличение габаритов и веса соединения. Кроме того, в быстроходных машинах, испытывающих значительные вибрации, стопорение контргайкой недостаточно надежно.

Стопорение пружинной шайбой (фиг. 262, б) лучше. Принцип действия пружинной шайбой такой же, как и контргайки,— создать дополнительную осевую силу. Эти шайбы увеличивают силу трения на опорной поверхности за счет врезания усиков в тело детали и гайки.

Кроме стандартизованных по ГОСТ 6402—61 пружинных шайб (фиг. 262, в), имеются шайбы с несколькими отогнутыми усиками, которые равномерно нагружают болт дополнительным усилием.

Стопорение разрезной гайкой (фиг. 262, г) — очень надежный способ. Увеличение сил трения на поверхности резьбы достигается за счет стягивания винтом двух частей гайки.

Стопорение, шплинтом (фиг. 262, д) применяется как для обычной, так и для корончатой гайки; в последнем случае имеется возможность подтягивать соединение в случае его ослабления. Шплинты стандартизованы по ГОСТ 397—54. Вместо шплинта может быть применен конический разводный штифт (фиг. 262, е) по ОСТ 2074.

Стопорение стопорными шайбами (фиг. 262, ж) заключается в том, что под гайку подкладывается специальная шайба с одной или с двумя лапками (ГОСТ 3693—52). Одна из этих лапок загибается вдоль ни детали, а вторая — вдоль грани гайки и стопорит ее и таком положении.

Стопорные шайбы могут иметь вместо лапок, внутренний или наружный носок (ГОСТ 3695—52) или несколько усиков, расположенных под углом 30? друг к другу (фиг. 262, з). Эти шайбы получили широкое распространение для стопорения гаек в узлах с подшипниками качения.

Стопорение пластинкой (фиг. 262, и) удобно тем, что позволяет стопорить гайку в 12 различных положениях.

Стопорение привариванием гайки или головки болта применяется только в тех случаях, когда соединение не требует разборки.

Стопорение кернением применяется для стопорения винтов в неразборных соединениях. Кернение винтов производится в шлиц с двух сторон. Стопорить кернением можно и гайку после ее навинчивания. В этом случае ставится три керна по резьбе под углом 120° друг к другу.

1.  Теория винтовой пары;

Если винт нагружен осевой силой F, то для завинчивания гайки к ключу необходимо приложить момент Тзав, а к стержню винта реактивный момент Тр, кот. удерживает стержень от вращения. При этом можно записать Тзав=Тт+Тр, где Тт - момент сил трения на опорном торце гайки; Тр - момент сил в резьбе. Тт=Ff(Dср/2), где Dср=(D1+dотв)/2 — ср.радиус опорного торца гайки, D1 — наруж. диаметр опорного торца гайки, dотв - диаметр отверстия под винт; f — коэф. трения на торце гайки. Тр=0,5Fd2tg(ψ+φ), где ψ - угол подъема резьбы, φ=arctgfпр - угол трения в резьбе; fпр - приведенный коэф. трения в резьбе, учит. влияние угла профиля. Тзав=0,5Fd2[(Dср/)f+tg(ψ+φ)]. По этой ф-ле можно подсчитать отношение осевой силы винта F к силе Fk, приложенной на ручке ключа, F/Fk, кот. дает выигрыш в силе. Стержень винта не только растягивается силой F, но и закручивается моментом Тр. КПД винтовой пары η=tgψ/tg(ψ+φ) ↑ с ↑ψ и с ↓φ

1.  Расчет резьбы на прочность;

Примером служат болты для крепления ненагруженных герметич. крышек и люков корпусов машин. В этом случае стержень болта растягивается осевой силой Fзат, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе Тр. Напряжение растяжения от силы Fзат: σ=Fзат/[(π/4)d21], напряж. кручения от момента Тр: τ=Тр/Wр=0,5Fзатd2tg(ψ+φ)/0,2d31. Fзат=Аσсм, А - площадь стыка деталей, приходящаяся на 1 болт. Прочность болта опр. по эквив. напр. σэкв=√[σ2+3τ2]≈1,3σ.,чности. Прочность болта: σэкв=1,3Fзат/[(π/4)d21]≤[σ].

Основные виды разрушения резьб: крепежных — срез витков, ходовых — износ витков. В соответствии с этим основными критериями работоспособности и расчета для крепежных резьб являются прочность, связанная с напряжениями среза τ, а для ходовых резьб—износостойкость, связанная с напряжениями смятия асм (рис. 1.17).
Условия прочности резьбы по напря¬жениям среза
τ = F/(πd1HKKm)<[τ] для винта, (1.12)
τ = F/(πdHKKm)<[τ] для гайки,
где Η—высота гайки или глубина завин¬чивания винта в деталь; K=ab/p или К=се/р — коэффициент полноты резьбы; Кт — коэффициент неравномерности на¬грузки по виткам резьбы.
Для треугольной резьбы ЛТ^0,87, для прямо¬угольной К&0,5, для трапецеидальной ЛТ%0,65; #,,,¾ 0,6...0,7— большие значения при σΒΒ/σΒΓ>1,3, где σΒΒ — предел прочности материала винта, а σΒΓ —2-24 гайки. Это связано с тем, что увеличение относительной прочности материала винта позволяет в большей степени использовать пластические деформации в резьбе для выравнивания распределения нагрузки по виткам резьбы.
Если материалы винта и гайки одинаковы, то по напряже¬ниям среза рассчитывают только резьбу винта, так как άγ < d.
Условие износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия
σсм=F/(πd2hz)<[σcм] (1.13)
где z=H/p—число рабочих витков (например, число витков гайки).
Формула (1.13) — общая для винта и гайки. Коэффициент Кт здесь принят равным единице с учетом приработки ходовых резьб и при условии, что допускаемые напряжения принимают согласно накопленному опыту эксплуатации (см. гл. 14).
Высота гайки и глубина завинчивания. Равнопрочность резьбы и стержня винта является одним из условий назначения высоты стандартных гаек. Так, например, приняв в качестве предельных напряжений пределы текучести материала на растяжение и сдвиг и учитывая, что τχ»0,6στ, запишем условия равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение в виде
τ = F/(πd1HKKm)=0.6σ=0.6F/[(π/4)d1^2] откуда при К=0,87 и Кт=0,6 получаем
Н=0,8d1.    (1.14)
Здесь F/[(π/4)d1^2—напряжение растяжения в стержне винта, рассчитанное приближенно по внутреннему диаметру резьбы dx.
В соответствии с этим высоту нормальных стандартных гаек крепежных изделий принимают (см. табл. 1.5)
H=0.8d    (1.15)
Кроме нормальных стандартом предусмотрены высокие H=1.2d и низкие H=0,5d гайки.
Так как d>dx (например, для крепежной резьбы d=1,2d1, то прочность резьбы при нормальных и высоких гайках превышает прочность стержня винта.

По тем же соображениям устанавливают глубину завин¬чивания винтов и шпилек в детали: в стальные детали в чугунные и силуминовые Hi=1,5d.
В соответствии с этим высоту нормальных стандартных гаек крепежных изделий принимают (см. табл. 1.5)
H=0.8d    (1.15)
Кроме нормальных стандартом предусмотрены высокие H=1.2d и низкие H=0,5d гайки.
Так как d>dx (например, для крепежной резьбы d=1,2d1, то прочность резьбы при нормальных и высоких гайках превышает прочность стержня винта.
По тем же соображениям устанавливают глубину завин¬чивания винтов и шпилек в детали: в стальные детали в чугунные и силуминовые Hi=1,5d.
Стандартные высоты гаек (за исключением низких) и глуби¬ны завинчивания исключав η необходимость расчета на про¬чность резьбы стандартных крепежных деталей (см. табл. 1.6).
Рассмотренный пример определения высоты гайки является примером оптимизации конструкции резьбовой пары по усло¬вию равнопрочности резьбы и стержня болта. 

1.  Расчет на прочность стержня винта (болта) при различных случаях нагружения;

Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой

Примером служит резьбовой конец крюка для подвешивания груза /рис. 12/. Опасным является сечение, ослабленное нарезкой. Расчет проводят на растяжение, принимая за опасное сечение по внутреннему диаметру резьбы.

Условие прочности

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует

Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек люков корпусов машин /рис. 13/. В этом случае стержень болта растягивается осевой силой Fзат., возникающей при затяжке болта, и закручивается моментом сил в резьбе ТР .

где d2 - средний диаметр резьбы, 
ψ - угол подъема резьбы,
φ = arctg fтр - угол трения в резьбе.

Напряжение растяжения от силы Fзат.

Напряжения кручения от момента ТР

Прочность болта определяется по эквивалентному напряжению

Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке

В этом случае конструкция может быть выполнена в двух вариантах. Если болт поставлен с зазором /рис. 14/, то внешнюю нагрузку уравновешивают силами трения в стыке, которые образуются в результате затяжки болта

где i - число плоскостей стыка деталей /на рис. 14 плоскостей стыка две/;
f - коэффициент трения в стыке,
f = 0,15...0,2 ;
к - коэффициент запаса,
к = 1,3...1,5 при статической нагрузке,
к = 1,8...2,0 при переменной нагрузке.

Если болт поставлен без зазора /рис. 15/, то при расчете на прочность не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна.

Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза

где i - число плоскостей среза /на рис. 15 таких плоскостей две/.
Условие прочности по напряжениям смятия

В литературе приводятся и другие случаи нагружения болтов, в том числе расчет групповых резьбовых соединений.

1.  Эффект эксцентричного нагружения болта;

Эксцентричное нагружение болта возникает из-за непараллельности опорных поверхностей детали и гайки или головки болта, например вследствие уклона полки швеллера, погрешностей изготовления деталей, болтов, гаек и т. д. Во всех этих случаях кроме напряжений растяжения в стержне болта появляются напряжения изгиба. Например, для болта на рис. 1.28, а напряжение растяжения в стержне

А напряжения изгиба при больших углах а, не ограничивающих деформацию болта,

*и=^зат*/(0М3).

Если принять x=di, то

<XH = iSaT/(0M2).

При малых а напряжения изгиба определяют с учетом деформации, допускаемой этим углом (рис. 1.28, б):

<тя = Mj fVH «-Е*/а/(2/б).

Здесь

M=EI/p; р = /б/а; W^I{D2).

Расчетным напряжением <ти будет большее из двух. Приняв за расчетное первое напряжение, получим

(TJctp&795.

Это отношение позволяет отметить, что эксцентричное нагружение может значительно уменьшать прочность болтов.

При разработке и изготовлении конструкции соединений необходимо принимать все меры, устраняющие эксцентричное нагружение. Например, неровные поверхности деталей под гайками и головками болтов нужно планировать, а в случае, изображенном на рис. 1.28, подкладывать под гайку косую шайбу и т. п.

1.  Расчет соединений, включающих группу болтов;

Основные критерии работоспособности и расчета

1.   для крепежной резьбы − прочность, связанная с напряжениями среза ,
2.  для ходовой резьбы − износостойкость, связанная с напряжениями смятия  .

 При одинаковом материале винта и гайки по напряжениям среза рассчитывают только резьбу винта.

Высота гайки и глубина завинчивания

 Равнопрочность резьбы и стрежня винта является одним из условий определения высоты стандартных гаек.

 Прочность резьбы для нормальных и высоких гаек превышает прочность стрежня винта.

 Стандартные высоты гаек  и глубина завинчивания исключает необходимость расчетов на прочность резьбы стандартных крепежных деталей.

Расчеты на прочность стрежня винта при различных видах нагружения

 Стрежень винта нагружен только внешней растягивающей силой

 Опасное сечение − сечение, ослабленное резьбой. Площадь сечения приблизительно оценивают по внутреннему диаметру  резьбы .

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует

 Пример: болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин. Стрежень болта растягивается осевой силой  , возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе. Прочность болта определяется по эквивалентным напряжениям.

 Болты М10...М12 можно разрушить при некачественно выполненной затяжке. Болты М6 разрушаются при силе 45Н, М12 при силе 180Н, в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендовано применять  болты меньшие М8.

Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали

 Условие надежности соединения − отсутствие сдвига деталей в стыке.

Болт поставлен с зазором

 Внешняя нагрузка   уравновешивается силами трения в стыке, образованными от затяжки болта.

 В соединении, в котором болт поставлен с зазором, внешняя нагрузка не передается на болт. Поэтому болт рассчитывается только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной нагрузке (влияние переменной нагрузки учитывается повышением коэффициентов запаса).

Болт поставлен без зазора

 В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стрежня болта выполняют с допуском, обеспечивающим  посадку без зазора. При расчетах силы трения в стыке не учитывают, потому что затяжка болта не обязательна (болт можно заменить штифтом). Стрежень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия.Расчеты на смятие проводят по условным напряжениям.

 Расчеты выполняют по самому большому напряжению смятия, а допускаемые напряжения определяют по наиболее слабому из материалов болта или детали.

Установка болта с зазором

1.  дешевле (не нуждается в точных размерах);
2.  условия работы хуже (расчетная нагрузка превышает внешнюю нагрузку; вследствие нестабильности коэффициента трения и тяжести контроля затяжки робота таких соединений при нагрузке сдвига недостаточно надежная).

Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей

 Пример: болты для крепления крышек резервуаров, нагруженных давлением жидкости или газа. Затяжка болтов должна обеспечивать герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой.
После приложения внешней нагрузки к затянутому соединению болт дополнительно растягивается на некоторую величину, а деформация сжатия деталей уменьшается и эту ту же величину.

 Достаточная предварительная затяжка  , которая обеспечивает нераскрытие стыка деталей, является условием надежности и герметичности соединения.

 Факторы, влияющие на нераскрытие стыка:

1.  качество обработки поверхности (для ответственных деталей применяют шлифование);
2.  число поверхностей стыка (чем больше поверхностей стыка, тем хуже);
3.  качество поверхности и точность резьбы (грубая резьба сминается и уменьшает силу затяжки);
4.  надежность способа стопорения;
5.  качество прокладок (упругие прокладки лучше сохраняют затягивание в стыке).

Таким образом, целесообразно сильно затягивать соединения, особенно при переменных нагрузках.

Эффект эксцентричного болта

 Эксцентричная нагрузка возникает в случаях непараллельности опорных поверхностей детали и гайки или головки болта. Кроме напряжений растяжения возникают напряжения изгиба и эксцентричная нагрузка может в значительной мере уменьшить прочность болта.

 Меры, позволяющие устранить эксцентричную нагрузку:

1.  планирование неравных поверхностей;
2.  подкладывание под гайку косую шайбу и т.п.

Расчеты соединений, включающих группу болтов

Расчеты приводится к определению расчетной нагрузки для наиболее нагруженного болта.
Предположение:

1.  поверхности стыка остаются плоскими;
2.  поверхности стыка имеют минимум две оси симметрии, а болты  расположены симметрично относительно этих осей;
3.  все болты одинаковы и одинаково втянуты.

 Равнодействующая нагрузка перпендикулярна плоскости стыка и проходит через его центр тяжести.

 Типичный случай соединения круглых и прямоугольных крышек, нагруженных давлением жидкости или газа. При этом болты затягивают, чтобы обеспечить плотность соединения. Все болты соединения  нагружены одинаково.

Нагрузка соединения сдвигает детали в стыке

 Пример: крепление кронштейна. При расчетах силу заменяют такой же силой, приложенной в центре тяжести стыка, и моментом  . Нагрузка от силы R распределяется по болтам равномерно  . Нагрузка от момента распределяется по болтам пропорционально их деформациям при повороте кронштейна, пропорционально расстояниям болтов от центра тяжести стыка, являющимся центром поворота.

Болты поставлены  без зазора

 Нагрузка воспринимается непосредственно болтами. Прочность болтов и деталей рассчитывается по напряжениям среза и смятия.

Болты поставлены  с зазором

 Нагрузки воспринимаются силами трения в стыке, для образования которых болты затягивают.

 Приблизительно считают, что равнодействующая сил трения приложена к центру соответствующего отверстия.

 Соединение будет прочным (детали не сдвинутся), если равнодействующая сил трения под каждым болтом не меньше, чем соответствующая равнодействующая сил

Нагрузка соединения раскрывает стык деталей

Пример: крепление кронштейнов, стоек и т.п. Силу R раскладываем на составляющие, действие которых  заменяют действием сил, приложенными к центру стыка, и действием момента.   Возможность раскрытия стыка и сдвига деталей устраняется затяжкой болтов.

Расчеты из условия нераскрытия стыка.

До приложения нагрузки R затяжка в стыке образовывалась напряжениями смятия.

Расчеты из условия отсутствия сдвига деталей стыка (проверочный)

Если условие отсутствия сдвига не выполняется, это означает, что условие нераскрытия стыка не является решающим и затяжку нужно определять из условия отсутствия сдвига или ставить болты без зазора.

 При больших нагрузках сдвига применяют специальные устройства, разгружающие стык (болты ставятся с зазором и воспринимают только раскрывающую стык нагрузку):

1.  штифты;
2.  втулки;
3.  шпонки;
4.  упоры.

Материал

1.  Сталь Ст3
2.  Низкоуглеродистые стали (сталь 10 ... сталь 35) − для стандартных крепежных деталей (изготовление методом холодной высадки  или штамповки с последующей накаткой резьбы);
3.  Легированные стали (35Х, 30ГСА) – для высоконагруженных деталей при переменных или ударных нагрузках, высоких температурах, в агрессивных средах.

 Для повышения прочности, коррозийной устойчивости, жаропрочности применяют специальные виды термической и химико-термической обработки, нанесение гальванических покрытий, например, улучшение, цинковое или кадмиевое хромирование, хромовое или медное покрытие и т.п.

1.  Материалы резьбовых изделий и допускаемые напряжения;

Материалы для изготовления резьбовых деталей по ГОСТ 1759.4—87 указаны в табл. 1.1. В отдельных случаях применяют сплавы цветных металлов (латунь, бронзу и др.). При выборе материала учитывают условия работы (температуру, коррозию и т. п.), величину и характер нагрузки (статическая или переменная), способ изготовления и объем производства. Например, стандартные крепежные изделия общего назначения изготовляют из низко - и среднеуглеродистых сталей типа сталь 10... сталь 35. Эти дешевые стали позволяют изготовлять большие партии болтов, винтов и гаек методом холодной высадки или штамповки с последующей накаткой резьбы. Легированные стали 35Х, 30ХГСА применяют для высоконагруженных деталей при переменных и ударных нагрузках, при высоких температурах, в агрессивных средах и пр.

Для повышения прочности, коррозионной стойкости и жаропрочности применяют специальные виды термической и химико - термической обработки, а также нанесение гальванических и других покрытий, например улучшение, цинковое или кадмиевое хромирование, хромовое или медное покрытие и пр.

В зависимости от механических характеристик материала для стандартных болтов, винтов и шпилек установлены 12 классов прочности.

Класс прочности обозначается двумя числами, между которыми ставят точку. Например: 3.6; 5.8; 12.9. Первое число, умноженное на 100, определяет минимальную величину предела прочности ((хв; МПа) материала детали. Произведение этих двух чисел, умноженное на 10, определяет минимальную величину предела текучести (<гт; МПа). Для стандартных гаек в диапазоне диаметров t/=1...48 мм с размерами под ключ по ГОСТ 24671 — 84 и высотой ^0,8d установлено 7 классов прочности. Например: 4; 8; 10. Число, указывающее класс прочности гайки, определяет тот наибольший класс прочности винтов или шпилек, с которыми данная гайка может быть использована в соединении. Например, гайка класса прочности 8 может быть использована в соединении с винтами, имеющими класс прочности 3.6; 5.8; 8.8, но не может использоваться с винтами класса прочности 9.8; 12.9.

Для низких гаек с высотой от 0,5d до 0,8d предусматривается два класса прочности — 04 и 05. Цифра 0 указывает на то, что гайка низкая. Механические характеристики материала резьбовых деталей в зависимости от их класса прочности приведены в ГОСТ 1759.4— 87 и ГОСТ 1759.5 — 87.

Допускаемые напряжения и коэффициенты запасы прочности для резьбовых соединений приведены в табл. 1.2 и 1.3, Они учитывают точность расчетных формул, характер нагрузки, качество монтажа соединения (контролируемая или неконтролируемая затяжка) и пр.

1.  Конструкции, технология, классификация, области применения заклепочных соединений;

В зависимости от конструкции соединения применяют различные типы заклепок, геометрические размеры которых стандартизованы. Основные типы заклепок изображены на рис. 2.2 (а — с полукруглой головкой; б — полупотайная; в— потайная; г — трубчатая). Если нет доступа к замыкающей головке (например, пустотелое крыло самолета), то применяют заклепки для односторонней клепки. Например, на рис. 2.2, д замыкающая головка образуется при протягивании конической оправки через коническое отверстие заклепки и на рис. 2.2, е — взрывом заряда L

Заклепочные соединения применяют для деталей, материал которых плохо сваривается, и в тех конструкциях, где важно растянуть во времени развитие процесса разрушения. Например, разрушение одной или нескольких из тысяч заклепок крыла самолета еще не приводит к его разрушению, но уже может быть обнаружено и устранено при контроле и ремонте. В сварных соединениях образование трещин сопровождается высокой концентрацией напряжений, что приводит к ускорению процесса разрушения.

По конструктивному признаку различают заклепочные Соединения внахлестку и встык, однорядные и многорядные, од - носрезные и многосрезные. На рис. 2.4: а — однорядный од - носрезный шов внахлестку; б — однорядный двухсрезный шов встык с двумя накладками.

При расклепывании вследствие пластических деформаций образуется замыкающая головка, а стержень заклепки запол¬няет зазор в отверстии. Силы, вызванные упругими дефор¬мациями деталей и стержня заклепки, стягивают детали. Относительному сдвигу деталей оказывают сопротивление стержни заклепок и частично силы трения в стыке.
Отверстия в деталях продавливают или сверлят. Сверление менее произ¬водительно, но обеспечивает повы¬шенную прочность (см. табл. 2.1). При продавливании листы деформируются, по краям отверстия появляются мел¬кие трещины, а на выходной стороне отверстия образуется острая кромка, которая может вызвать подрез стерж¬ня заклепки. Поэтому продавливание иногда сочетают с последующим рас¬сверливанием.
Клепку (осаживание стержня) мо¬жно производить вручную или ма¬шинным (пневматическими молотка¬ми, прессами и т. п.) способом. Ма¬шинная клепка дает соединения повышенного качества, так как она обеспечивает однородность посадки заклепок и уве¬личивает силы сжатия деталей. Стальные заклепки малого диаметра (до 10 мм) и заклепки из цветных металлов ставят без нагрева — холодная клепка. Стальные заклепки диаметром больше 10 мм ставят горячим способом — горячая клепка. Нагрев заклепок перед постановкой облегчает процесс клепки и повышает качество соединения (достигаются лучшее заполнение отверстия и повышенный натяг в стыке деталей, связанный с тепловыми деформациями при остывании).

1.  Расчет на прочность элементов заклепочного шва;

Условия нагружения заклепок подобны условиям нагружения болтов, поставленных без зазора (ср. рис. 2.4 и 1.21). Поэтому для заклепок остаются справедливыми расчетные формулы (1.21) и (1.22), которые определяют прочность по 
напряжениям среза τ и смятия асм. При расчетах заклепочных соединений, нагруженных силой в плоскости стыка, допускают, что нагрузка распространяется равномерно между всеми заклеп¬ками шва, силы трения в стыке не учитывают.
На основные размеры заклепочных соединений выработаны нормы, которые рекомендуют выбирать d, /, е и δί в зависимости от толщины листов δ или размеров прокатного профиля (см. справочники [1, 4]). При этом расчет приобретает проверочный характер.

Ниже рассмотрены некоторые особенности конструкции и расчета заклепочных соединений. В соединениях широких листов (рис. 2.4) за расчетную нагрузку принимают силу Fn действующую на фронте одного шага /. При этом значение Ft обычно определяют по напряжениям растяжения σ' в сечении листа а — а, не ослабленном отверстиями под заклепки. Напряжение σ' полагают известным из основных расчетов конструкции (расчет прочности стенок котла, резервуара и т. п.):
Ft = &tb.
Прочность листа в сечении b — b
a = Ftl[(t-d) δΜσ].
Отношение
σ7σ = (ί-έ/)// = φ    (2.1)
называют коэффициентом прочности заклепочного шва.

1.  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

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.

Допускаемые напряжения для заклепок (табл. 2.1) зависят в основном от характера обработки отверстия (продавленные или сверленые) и характера внешней нагрузки (постоянная переменная).

1.  Конструкция и области применение сварных соединений;

Сварное соединение образуется путем сваривания материалов деталей в зоне стыка. Особенности:

1.  Не имеют соединяющих деталей;
2.  Выполняются за счёт местного нагрева и диффузии (перемешивания частиц) соединяемых деталей.

Создают, практически, одну целую, монолитную деталь. Весьма прочны, т.к. используют одну из самых могучих сил природы - силы межмолекулярного сцепления. Прочность соединения зависит от однородности и непрерывности материала сварного шва и окружающей его зоны.

В авиастроении сваривают главным образом детали из стали, алюминиевых, титановых и жаростойких сплавов.

Сварку применяют не только как способ соединения деталей, но и как технологический способ изготовления самих деталей. Сварные детали во многих случаях с успехом заменяют литые и кованые (рис. 3.2, где а — зубчатое колесо; б — кронштейн; в — корпус). Для изготовления сварных деталей не требуется моделей, форм или штампов. Это значительно снижает их стоимость при единичном и мелкосерийном производстве. Сварка таких изделий, как зубчатые колеса или коленчатые валы, позволяет изготовлять их более ответ-

Ственные части (зубчатый венец, шейка) из высокопрочных сталей, а менее ответственные (диск и ступица колеса, щека коленчатого вала) — из менее прочных и дешевых материалов. По сравнению с литыми деталями сварные допускают меньшую толщину стенок, что позволяет снизить массу деталей и сократить расход материала. Большое распространение получили штампосварные конструкции (рис. 3.2, в), заменяющие фасонное литье, клепаные и другие изделия. Применение сварных и штампосварных конструкций позволяет во многих случаях снизить расход материала или массу конструкции на 30...50%, уменьшить стоимость изделий в 1,5...2 раза.

1.  Расчет на прочность сварных соединений;

Сварные  стыковые  соединения

Прочность стыкового сварного шва оценивается по величине нормальных напряжений:

Q - растягивающие силы, Н; M - изгибающий момент, Н·м; b – длина шва, мм; δ – толщина листа, мм; W – момент сопротивления сварного шва, мм3;  [] – допускаемое напряжение материала сварного шва, Н/мм2 

При толщинах до 15 мм при автоматических способах сварки - сварку выполняют без подготовки кромок, выше 15 мм. выполняют специальную подготовку кромок. При ручной сварке без подготовки кромок сваривают листы толщиной до 8мм (шов накладывают с одной стороны при толщине до 3мм, с двух сторон от 3 до 8мм.

Стыковое соединение может быть выполнено из листов, полос, труб, уголков, швеллеров и других фасованных деталей.

Сварное нахлесточное соединение

Выполняются  фланговыми или лобовыми швами:

Лобовые швы рассчитывают только по касательным напряжениям (не зависит от угла приложения нагрузки):

[] – допускаемое напряжение среза материала сварного шва, Н/мм2 

Фланговые швы характерны неравномерным распределением напряжений (рассчитывают по средним касательным напряжениям):

Комбинированные лобовые и фланговые швы рассчитывают на основе принципа распределения нагрузки пропорционально несущей способности отдельных швов

Сварное тавровое и угловое соединение

Тавровые и угловые швы соединяют элементы в перпендикулярных плоскостях.

Выполняются либо стыковым швом с разделкой кромок (а), либо угловым без разделки кромок (б).

для стыкового шва (а) по нормальным напряжениям:

для углового шва (б) по касательным напряжениям

Допускаемые напряжения для сварных швов при статической нагрузке задают в долях от допускаемого напряжения основного металл на растяжение путем понижения на величину коэффициента качества шва Kш:

  σT - предел текучести основного металла;

S - коэффициент запаса:

 S = 1,35…1,6 - для низкоуглеродистой стали;

 S = 1,5…1,7 - для легированной стали.

Значение коэффициента Kш берется по справочным данным в пределах 0,5…1, в зависимости от способа сварки, материала электрода и характера нагружения:

1.  Виды сварных швов и допускаемые напряжения;

Стыковые соединения. Стыковые соединения (рис. 56, а) являются самыми распространенными, так как дают наименьшие собственные напряжения и деформации при сварке, а также высокую прочность при статических и динамических нагрузках. Они применяются в конструкциях из листового металла и при стыковке уголков, швеллеров, двутавров и труб. Соединения встык требуют наименьшего расхода основного и наплавленного металла. При стыковых соединениях нужна тщательная подготовка листов под сварку и достаточно точная подгонка их друг к другу.

Листы толщиной 1—3 мм можно сваривать встык с отбортовкой, без зазора и без присадочного металла (рис. 56, б).

При ручной дуговой сварке стальных листов толщиной 3—8 мм кромки обрезают под прямым углом к поверхности, а листы располагают с зазором 0,5—2 мм.

Без скоса кромок можно сваривать встык листы до 6 мм при односторонней и до 8 мм при двусторонней сварке.

Листы толщиной от 3 до 26 мм при ручной дуговой сварке сваривают встык с односторонним скосом одной или двух кромок. Этот вид подготовки кромок называется V-образным. Листы толщиной 12—40 мм сваривают с двусторонним скосом кромок, называемым Х-образным при скосе обеих кромок и К-образным при скосе одной кромки.

Кромки притупляют с целью предотвратить протекание металла при сварке (прожог). Зазор между кромками оставляется для облегчения провара корня шва (нижних частей кромок). Большое значение для качества сварки имеет сохранение одинаковой ширины зазора по всей длине шва, т. е. соблюдение параллельности кромок.

Двусторонний скос (Х-образный) имеет преимущества перед односторонним (V-образным), так как при одной и той же толщине

Листов объем наплавленного металла будет почти в два раза меньше, чем при одностороннем скосе кромок. Соответственно уменьшится расход электродов и электроэнергии при сварке. Кроме того, при двустороннем скосе кромок возникают меньшие коробления и остаточные напряжения, чем при одностороннем. По

Листов объем наплавленного металла будет почти в два раза меньше, чем при одностороннем скосе кромок. Соответственно уменьшится расход электродов и электроэнергии при сварке. Кроме того, при двустороннем скосе кромок возникают меньшие коробления и остаточные напряжения, чем при одностороннем. Поэтому листы толщиной свыше 12 мм лучше сваривать с Х-образным скосом кромок. Однако это не всегда осуществимо из-за конструкции и размеров изделия.

При ручной дуговой сварке стали толщиной 20—60 мм применяют также криволинейный U-образный скос одной или двух кромок с целью уменьшения объема наплавленного металла, что увеличивает производительность сварки и дает экономию электродов. При сварке встык листов неодинаковой толщины более толстый лист скашивается в большей степени (рис. 56, в).

Соединения внахлестку. Соединения внахлестку (рис. 56, г) преимущественно применяются при дуговой сварке строительных конструкций из стали толщиной не более 10—12 мм. В отдельных случаях их используют и при сварке листов большей толщины (но не свыше 20—25 мм). Соединения внахлестку не требуют специальной обработки кромок, кроме обрезки. В таких соединениях рекомендуется по возможности сваривать листы с обеих сторон, так как при односторонней сварке в щель между листами может попасть влага и вызвать последующее ржавление металла в сварном соединении.

Сборка изделия и подготовка листов при сварке внахлестку упрощаются, однако расход основного и наплавленного металла больше, чем при сварке встык. Соединения внахлестку менее прочны при переменных и ударных нагрузках, чем стыковые. При роликовой и точечной контактной электросварке в основном применяют соединения внахлестку.

Угловые соединения. Такие соединения (рис. 56, д) применяют при сварке по кромкам, расположенным под прямым или иным углом друг к другу. Используются, например, при сварке резервуаров, емкостей, сосудов, фланцев трубопроводов и других изделий, работающих под небольшим давлением (ниже 0,7 кгс/см2), неответственного назначения. Иногда угловые соединения проваривают также и с внутренней стороны. Для металла толщиной 1— 3 мм можно применять угловые соединения с отбортовкой и сваркой без присадочного металла.

Тавровые соединения. Тавровые соединения (рис. 56, е) широко используются при дуговой сварке балок, колонн, стоек, каркасов ферм и других строительных конструкций. Выполняются без скоса и со скосом кромок одной или двух сторон. Вертикальный лист должен иметь достаточно ровно обрезанную кромку. При одностороннем и двустороннем скосе кромки между вертикальным и горизонтальным листами оставляется зазор для лучшего провара вертикального листа на всю толщину. Односторонний скос нужен в том случае, если конструкция изделия не позволяет произвести сварку таврового соединения с обеих сторон. В соединениях без скоса кромок возможен непровар в корне шва, поэтому такой шов может разрушиться при вибрационных и ударных нагрузках. В тавровых соединениях со скосом кромок обеспечивается необходимая прочность при любых видах нагрузок.

1.По положению в пространстве — нижние, горизонтальные, вертикальные и потолочные (рис. 57, а). Наиболее простым по выполнению является нижний шов, наиболее трудоемким — потолочный. Потолочные швы могут выполнять сварщики, специально освоившие этот вид сварки. Выполнять потолочные швы дуговой сваркой труднее, чем газовой. Сварка горизонтальных и вертикальных швов на вертикальной поверхности несколько сложнее, чем сварка нижних швов.

2. По отношению к действующим усилиям — фланковые, лобовые, комбинированные и косые (рис. 57, б).

3. По протяженности — непрерывные и прерывистые (рис. 57, в). Прерывистые швы применяют в тех случаях, когда соединения не должно быть плотным, а по расчету на прочность не требуется сплошного шва.

Длина отдельных участков прерывистого шва (l) составляет от 50 до 150 мм; расстояние между участками шва обычно в 1,5— 2,5 раза больше длины участка; величина t называется шагом шва. Прерывистые швы применяют довольно широко, так как они обеспечивают экономию наплавленного металла, времени и стоимости сварки.

4. По количеству наплавленного металла или степени выпуклости— нормальные, выпуклые и вогнутые (рис. 57, г). Выпуклость шва зависит от типа применяемых электродов: при сварке тонкопокрытыми электродами получают швы с большой выпуклостью. При сварке толстопокрытыми электродами, вследствие большей жидкотекучести расплавленного металла, обычно получаются нормальные швы.

5. По типу соединения - стыковые и угловые. Угловые швы применяются при выполнении соединений внахлестку, тавровых, угловых, с накладками, прорезных, торцовых. Сторона к углового шва (рис. 58) называется катетом.

При определении катета к в швах, изображенных на рис. 58, а, принимается меньший катет вписанного в сечение шва треугольника; в швах, показанных на рис. 58, б и в, принимается катет вписанного равнобедренного треугольника.

ГОСТ 5264-80 допускает выпуклость шва е: при нижнем положении сварки - до 2 мм, при ином положении сварки — до 3 мм. Приращение катета (m - к) при любом положении шва допускается до 3 мм.

Допустимая растягивающая (или сжимающая) сила

 

 

 

Если материал в околошовной зоне существенно ослаблен при сварке (высокопрочные стали), то расчет швов заменяется расчетом соединения по сечению в этой зоне.

Напряжения от изгибающего момента Μ в плоскости соединяемых элементов

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

где Wc — момент сопротивления расчетного сечения шва.

Напряжения от изгибающего момента в плоскости соединяемых элементов и растягивающей (или сжимающей) силы F

 

 При снятых механической обработкой усилениях шва и его хорошем выполнении концентрации напряжений в стыковых швах практически не бывает. В швах с усилением наибольшая концентрация возникает на краях усиления. Коэффициент концентрации в швах с большим усилением достигает 1,6.

Нахлесточные соединения, как правило, выполняют угловыми швами.

Угловые швы по расположению относительно нагрузки разделяют на: поперечные или лобовые, расположенные перпендикулярно направлению силы (рис. 4.2, а); продольные или фланговые, расположенные параллельно направлению силы (рис. 4.2, б); косые, расположенные под углом к направлению силы (рис. 4.2, е); комбинированные, представляющие собой сочетание двух или всех трех перечисленных швов (рис. 4.2, г).

Лобовые швы во избежание возникновения повышенных напряжений изгиба следует накладывать с двух сторон, а перекрытие соединяемых элементов должно быть не меньше 4s (рис. 4.3, а).

Максимальную длину лобовых и косых швов не ограничивают. Длину фланговых швов рекомендуют выбирать не более (50...60) k, где k — катет треугольника по* перечного сечения шва. Из-за неизбежны* по концам швов дефектов, влияющих на их прочность, длину угловых швов выбирают не менее 30 мм.

Проверочный расчет прочности шва на растяжение.

Условие прочности:

         ,                                                                                 (1)

где ,  — расчетное и допускаемое напряжения на растяжение для шва (табл.1); F — нагрузка, действующая на шов; δ — толщина детали (толщину шва принимают равной толщине детали); lш — длина шва.

Проектировочный расчет. Целью этого расчета является определение длины шва.

Исходя из основного условия прочности (1), длину стыкового шва при действии растягивающей силы определяют по формуле

             

1.  Соединение пайкой. Виды соединений и расчет на прочность;

Паяные соединения

Паяные соединения — неразъемные соединения, образуемые силами молекулярного взаимодействия между соединяемыми деталями и присадочным материалом, называемым припоем. Припой-сплав (на основе олова, меди, серебра) или чистый металл, вводимый в расплавленном состоянии в зазор между соединяемые деталями. Температура плавления припоя ниже температуры плавления материалов деталей. По конструкции паяные соединения подобны сварным (рис. 16, а - в). преимущественное применение имеют соединения внахлестку. Стыковое соединение и соединение втавр применяют при малых нагрузках.

В отличие от сварки пайка позволяет соединят не только однородные, но и разнородные материалы: черные и цветные металлы, сплавы, керамику, стекло и др.

При пайке поверхности деталей очищают от окислов и обезжиривают с целью получения хорошей смачиваемости поверхности припоем качественного заполнения им зазоров. Нагрев припоя и деталей в зависимости от их размеров осуществляют паяльником, газовой горелкой, электронагревом, в термических печах и др. Для уменьшения вредного влияния окисления поверхности деталей при пайке применяют флюсы (на основе буры, канифоли, хлористого цинка), а также паяют в вакууме или в среде нейтральных газов (аргон). Расплавленный припой растекается по нагретым поверхностям стыка деталей и при охлаждении затвердевает, прочно соединении детали.

Размер зазора в стыке определяет прочность соединения. При малом зазоре лучше проявляется эффект капиллярного течения припоя, процесс растворения материалов деталей в расплавленном припое распространяется на всю толщину паяного шва (прочность образующегося раствора на 30…60% выше прочности припоя).

Размер зазора принимают 0,03…0,2 мм в зависимости припоя (легкоплавкий или тугоплавкий) и материала деталей.

Припой с температурой плавления до 400 °С называют легкоплавкими. Наиболее широкое применение имеют оловянные-свинцовые, оловянно-свинцовые сурьмянистые припои (ПОС90, ПОС61). Эти припои не следует применять для соединений, работающих при температуре свыше 100 °С или подверженных действию ударных нагрузок.

Припои с температурой плавления свыше 400 0С называют тугоплавкими (серебряные или на медной основе). Припой на медной основе (ВПр1, ВПр2) отличаются повешенной хрупкостью, их применяют для соединения деталей, нагруженных статической нагрузкой. Серебряные припои (ПСр40, ПСр45) применяют для ответственных соединений. Они устойчивы против коррозии и пригодны для соединения деталей, воспринимающих ударную и вибрационную нагрузки.

Достоинством паяных соединении является возможность соединения разнородных материалов, стойкость против коррозии, возможность соединения тонкостенных деталей, герметичность, малая концентрация напряжений вследствие высокой пластичности припоя. Пайка позволяет получать соединения деталей в скрытых и труднодоступных местах конструкции.

Недостатком пайки по сравнению со сваркой является сравнительно невысокая прочность, необходимость малых и равномерно распределенных зазоров между соединяемыми деталями, что требует их точной механической обработки и качественной сборки, а также предварительной обработки поверхностей перед пайкой.

Применение паяных соединений в машиностроении расширяется в связи с внедрением пластмасс, керамики и высокопрочных сталей, которые плохо свариваются. Пайкой соединяют листы, стержни, трубы и др. Ее широко применяют в автомобилестроении (радиаторы и др.) и самолетостроении (обшивка с сотовым промежуточным заполнением). Пайка является одни из основных видов соединений в радиоэлектронике и приборостроении.

Расчет на прочность паяных соединений производят на сдвиг методами сопротивления материалов. Надо учитывать, что в нахлесточном соединении площадь расчетного сечения равна площади контакта деталей. Для нахлесточныхсоединений деталей из низкоуглеродистой стали, полученных оловянно-свинцовыми припоями (ПОС40), допускаемое напряжение на сдвиг []с=60Н/мм2.

1.  Соединение склеиванием. Виды соединений и расчет на прочность;

В настоящее время все шире применяют неразъемные соединения металлов и неметаллических материалов, получаемые склеиванием. Это соединения деталей неметаллическим веществом посредством поверхностного схватывания и межмолекулярной связи в клеящем слое. Наибольшее применение получили клеевые соединения внахлестку (рис.17), реже — встык. Клеевые соединения позволили расширить диапазон применения в конструкциях машин сочетанийразличных неоднородных материалов — стали, чугуна, алюминия, меди, латуни, стекла, пластмасс, резины, кожи и т. д. 

 Применение универсальных клеев типа БФ, ВК, МПФ и других (в настоящее время употребляют более ста различных марок клеев) позволяет довести прочность клеевых соединений до 80% по отношению к прочности склеиваемых материалов. Наибольшее применение в машиностроении клееные соединения, работающие на сдвиг. Оптимальная толщина слоя клея 0,05…0,15 мм.

На прочность клееных соединений влияют характер нагрузки, конструкция соединения, тип и толщина слоя клея (при увеличении толщины прочность падает), технология склеивания, и время (с течением времени прочность некоторых клеев уменьшается).

Достоинства и недостатки клеевых соединений.

Достоинства:

- простота получения неразъемного соединения и низкая стоимость работ по склеиванию;

- возможность получения неразъемного соединения разнородных материалов любых толщин;

- отсутствие коробления получаемых деталей;

- герметичность и коррозионная стойкость соединения;

- возможность соединении очень тонких листовых деталей;

- значительно меньшая, чем при сварке, концентрация напряжений;

- высокое сопротивление усталости;

- малая масса.

Недостатки:

- сравнительно невысокая прочность;

- неудовлетворительная работа на неравномерный отрыв;

- уменьшение прочности соединения с течением времени  («старение»); 

- низкая теплостойкость большинства марок клеев.

Область применения. Клеевые соединения широко применяют в самолетостроении, при изготовлении режущего инструмента, электро- и радиооборудования, в оптической и деревообрабатывающей промышленности, строительстве, мостостроении. В настоящее время созданы некоторые марки клеев на основе полимеров, удовлетворительно работающих при температуре до 1000°. Клеевыми соединениями создают новые конструкции (сотовые, слоистые), отдельные зубчатые колеса соединяют в общий блок, повышают прочность сопряжения зубчатых венцов со ступицами, ступиц с валами, закрепляют в корпусе неподвижное центральное зубчатое колесо планетарной передачи, наружное кольцо подшипника качения, стопорят резьбовые соединения, крепят пластинки режущего инструмента и др.

Расчет клеевых соединений на прочность. Соединения внахлестку. При действии растягивающей или сжимающей силы F (рис. 17) расчет производят на сдвиг (срез) по формуле

        ,                                                   (10)

где и  — расчетное и допускаемое напряжения на сдвиг; = 10 ÷ 25 МПа для карбонильного клея, = 4,5 ÷ 7,0 МПа для клея группы БФ; F — нагрузка, действующая на соединение; — площадь сдвига (среза).

1.  Конструкции и применение клеммовых соединений;

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, цилиндрических колоннах, кронштейнах и т. д. Один из примеров клеммового соединения (закрепление рычага на валу) изображен на рис. 5.1.

По конструктивным признакам различают два основных типа клеммовых соединений: а) со ступицей, имеющей прорезь (рис. 5.1, А); б) с разъемной ступицей (рис. 5.1, б). Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом становится возможным устанавливать клемму в любой части вала независимо от формы соседних участков и других расположенных на валу деталей.

При соединении деталей с помощью клемм используют силы трения, которые возникают от затяжки болтов.Эти силы трения позволяют нагружать соединение как моментом (T—FI), так и осевой силой Fa. Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силами трения недостаточно надежна. Поэтому не рекомендуют применять клеммовые соединения для передачи больших нагрузок.

Достоинства клеммового соединения: простота монтажа и демонтажа, самопредохранение от перегрузки, а также возможность перестановки и регулировки взаимного расположения деталей как в осевом, так и в окружном направлениях (регулировка положения рычагов и тяг в механизмах управления и т. п.).

1.  Расчет на прочность клеммовых соединений;

Достоинства клеммовых соединений: простота монтажа и демонтажа; возможность перестановки и регулировки взаимного положения деталей (вала и клеммы) как в осевом, так и окружном направлениях.

Недостатки: малая несущая способность; нестабильность коэффициента трения и рассеяние нагрузочной способности.

При расчетах клеммовых соединений обычно определяют силу затяжки винтов, обеспечивающую необходимую силу прижатия клеммы к валу и передачу соединением заданной нагрузки, а затем определяют размер винтов в соответствии с методами расчета резьбовых соединений, см. гл. 2.

В приближенных расчетах как наиболее вероятный рассматривают следующий расчетный случай. Принимают, что детали клеммы 7 и 2 (рис. 7.8) обладают малой изгибной жесткостью и при затяжке винтов клемма прижимается к валу всей внутренней поверхностью отверстия в клемме. Возникшее после затяжки винтов давление ρ считается равномерно распределенным по поверхности контакта полуступиц 1 η 2 клеммы с валом (осью) 3. Равнодействующая давления на каждую полуступицу в таких предпосылках равна

где I — длина клеммы в осевом направлении; здесь пренебрегают отсутствием давления в месте разъема клеммы ввиду малости участка (на рис. 7.8 этот участок ограничен дугами окружностей с углом 2α ι).

Суммарная нормальная к поверхности контакта вала с клеммой сила, которая определяет величину силы трения для каждой полуступицы клеммы, равна

Условие прочности сцепления клеммы с валом при действии вращающего момента Г выражают в виде

Из равновесия сил, действующих на одну из полуступиц, следует 2zFim = FN ; после подстановок и сокращений получают необходимую силу затяжки Fw одного клеммового винта при действии на соединение вращающего момента Т\

а при действии осевой силы Fa

 

где ζ — половина общего числа винтов, стягивающих полуступицы клеммы; / — коэффициент трения; d — диаметр вала соединения; I — длина клеммы в направлении оси соединения.

При расчеге клеммовых винтов нужно учитывать, что они дополнительно нагружаются от вращающего момента Т, который действует на клеммовое соединение.

1.  Классификация и конструкция шпоночных соединений;

По форме основной поверхности различают цилиндрические и конические резьбы. Наиболее распространена цилиндрическая резьба. Коническую резьбу применяют для плотных соединений труб, масленок, пробок и т. п.

По форме профиля различают треугольные, прямоугольные, трапецеидальные, круглые и другие резьбы.

По направлению винтовой линии различают правую и левую резьбы. У правой резьбы винтовая линия идет слева направо и вверх, у левой — справа налево и вверх. Наиболее распространена правая резьба. Левую резьбу применяют только в специальных случаях.

Если витки резьбы расположены по двум или  нескольким  параллельным  винтовым линиям, то они образуют многозаходную резьбу. По числу заходов различают однозаходную, двухзаходную и т. д. резьбы. Наиболее распространена  однозаходная резьба. Все крепежные резьбы однозаходные. Многозаходные резьбы применяются преимущественно в винтовых механизмах. Число заходов больше трех применяют редко.

Это соединение ненапряженное и требует изготовления вала и отверстия в ступице с большой точностью. Во многих случаях посадка ступицы на вал производится с натягом. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия σсм, а в продольном сечении шпонки — напряжения среза τ

Шпоночное соединение – один из видов соединений вала со втулкой, в котором использован дополнительный конструктивный элемент (шпонка), предназначенный для предотвращения их взаимного поворота. Чаще всего шпонка используется для передачи крутящего момента в соединении вала с зубчатым колесом или со шкивом, неподвижных по отношению друг к другу.

Однако возможны и другие соединения (подвижные), например, такие, в которых зубчатое колесо (блок зубчатых колес), полумуфта или другая деталь могут перемещаться в осевом направлении, а шпонка вместе с валом служит направляющей продольного перемещения и передает крутящий момент. Длинные направляющие шпонки обычно крепят к валу винтами.

Шпонки в подвижных соединениях могут быть закреплены на втулке и служат для передачи крутящего момента или для предотвращения поворота втулки в процессе ее перемещения вдоль неподвижного вала, как это сделано у кронштейна тяжелой стойки для измерительных головок типа микрокаторов. В этом случае направляющей является вал со шпоночным пазом.

В отличие от соединений «вал – втулка» с натягом, которые обеспечивают взаимную неподвижность деталей без дополнительных конструктивных элементов, шпоночные соединения являются разъемными. Они позволяют осуществлять разборку и повторную сборку конструкции с обеспечением того же эффекта, что и при первичной сборке. Поперечное сечение шпоночного соединения с призматической шпонкой представлено ниже.

1.  Материал шпонок и допускаемые напряжения;

Стандартные шпонки изготовляют из чистотянутых стальных прутков — углеродистой или легированной стали с пределом прочности σв не ниже 50 кгс/мм2. Величина допускаемых напряжений зависит от режима работы, прочности материала вала и втулки, типа посадки втулки на вал.

Для неподвижных соединений допускают:

при переходных посадках [σсм]=800÷1500 кгс/см2 ≈80÷150 МПа;

при прессовых посадках [σсм]=1100÷2000 кгс/см2≈110÷200 МПа.

Меньшие значения для чугунных ступиц и при резких изменениях нагрузки.

В подвижных соединениях допускаемые напряжения значительно снижают в целях предупреждения задира и ограничения износа.

При этом принимают [σсм]≈200÷300 кгс/см2≈20÷30 МПа.

1.  Основные критерии работоспособности и расчета шпоночных соединений;

Для простоты расчета допускают, что шпонка врезана в вал наполовину своей высоты, напряжения σсм распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно d/2∗.

Рассматривая равновесие вала или ступицы при таких допущениях, получим условия прочности в виде:

У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах обычно используют только формулу (1).

Критерии работоспособности шпоночных соединений

Основным критериями работоспособности ненапряжённых шпоночных соединений являются прочность шпонки на срез и прочность шпонки на смятие. Под действием вращающего момента в шпонке возникают нормальные напряжения смятия и касательные напряжения среза  (рис.4.3.26).
Расчётная формула на срез шпонки имеет вид

где Т – вращающий момент, 
d –диаметр вала, 
Аср – площадь среза шпонки.
Расчётная формула шпоночного соединения на смятие имеет вид:

где ACM =(h-t1)lp - площадь смятия, 
(h-t1) - высота площадки смятия,
lp- расчётная длина шпонки.
Размеры шпонок стандартизованы.

1.  Зубчатые (шлицевые) соединения. Классификация и области применения;

Классификация шлицевых соединений
1) По характеру соединения:
- неподвижные (рис.4.3.27.а);
- подвижные (блок шестерен коробки передач).
2) По форме зубьев:
- прямобочные (рис. 4.3.27.а), 
- эвольвентные (рис .4.3.28.а), 
- треугольные (рис. 4.3.28.б).
3) По способу центрирования детали относительно вала:
- по наружному диаметру, по внутреннему диаметру, по боковым поверхностям зубьев.

Соединения с прямобочным и эвольвентным профилем зубьев применяют в подвижных и неподвижных соединениях для передачи больших вращающих моментов. Но эвольвентный профиль зуба имеет повышенную прочность благодаря утолщению зубьев к основанию.
Соединения с треугольным профилем зубьев применяют в неподвижных соединениях. Они имеют большое число мелких зубьев. Их рекомендуют применять для тонкостенных ступиц, пустотелых валов и для передачи небольших вращающих моментов.

Крепежные резьбы применяют в резьбовых соединениях. Они имеют треугольный профиль, который характеризуется большим трением, предохраняющим резьбу от самоотвинчивания, высокой прочностью и технологичностью.

Крепежно-уплотняющие резьбы применяют в соединениях, где требуется герметичность. Эти резьбы также треугольного профиля, но без радиальных зазоров.

Резьбы для передачи движения применяются в винтовых механизмах и имеют трапецеидальный или прямоугольный профиль, который характеризуется меньшим трением.

1.  Основные критерии работоспособности и расчета шлицевых соединений;

Критерии работоспособности и расчет шлицевых соединений
Основным критерием работоспособности шлицевых соединений являются сопротивление рабочих поверхностей зубьев смятию и изнашиванию.
Расчёт на смятие производится по условию:

где Т – вращающий момент, 
dср = (D + d)/2 – средний диаметр шлицевого соединения,
Асм – площадь смятия, 
- допускаемое среднее давление из расчёта на смятие.
Расчёт соединения на износ производится по формуле:

где  - допускаемое напряжение из расчёта на износ  = 0,032 НВ- для улученных зубьев,  = 0,3 НRCэ – для закаленных зубьев.

Критерии: 1) смятие 2) износ 3) возможен срез зубьев

Основными видами отказов шлицевых соединений являются смятие и износ рабочих поверхностей. Износ является следствием работы сил трения при взаимных микроперемещениях контактирующих поверхностей в процессе работы. Особенно большой износ в шлицевых соединениях наблюдается при скудной загрязненной смазке, больших напряжениях смятия. Износостойкость соединения повышают с помощью увеличения твердости контактирующих поверхностей закалкой, уменьшения зазоров между зубьями, а также применяя смазочный материал и хорошее уплотнение от загрязнения.

Расчет шлицевых соединений ведется по двум критериям: 1) смятие (если только присутствует вращающий момент) 2) износостойкость (если еще изгибающий момент и радиальные силы).

Упрощенный расчет на смятие:

 где kPH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями из-за ошибок изготовления, h – рабочая высота зубьев, l – рабочая длина зубьев.

Для прямобочного профиля: 

 где f – величина фаски.

1.  Виды соединений с натягом. Выбор соединений по критериям работоспособности;

Соединения с натягом осуществляют подбором соответствующих посадок, в которых натяг создается необходимой разностью посадочных размеров насаживаемых одна на другую деталей. Взаимная неподвижность соединяемых деталей обеспечивается силами трения, возникающими на поверхности контакта деталей. Увеличению коэффициента трения способствуют микронеровности на сопряженных поверхностях. Соединения деталей с натягом широко применяют при больших динамических нагрузках и отсутствии необходимости в частой сборке и разборке. В последнее время посадки с натягом применяют в соединениях с валом зубчатых и червячных колес вместо шпоночных соединений.
Из соединений деталей с натягом наибольшее распространение получили цилиндрические соединения, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности.
Характерными примерами деталей, соединенных посадками с натягом, являются: венцы зубчатых и червячных колес (рис.4.2.10.а), подшипники качения (рис. 4.2.10.б), роторы электродвигателей и т. д.
Соединения деталей с натягом условно относят к неразъемным соединениям, однако цилиндрические соединения, особенно при закаленных поверхностях, допускают разборку (распрессовку) и новую сборку (запрессовку) деталей.

Классификация соединений с натягом

Цилиндрические соединения по способу сборки разделяются 
1) на соединения, собираемые запрессовкой;
2) на соединения, собираемые с предварительным нагревом охватывающей или с охлаждением охватываемой детали. Прочность соединения деталей, собираемых с нагревом или охлаждением, выше прочности соединений запрессовкой (примерно в 2,5 раза). Для сталей допускаемая температура нагрева [t]=230…240°С, для бронз [t]= 150…200°С. В зависимости от требуемой температуры охватывающую деталь нагревают в воде (до 100°С), в масле (до 130°С), в электрической или газовой печи.
Охватываемую деталь охлаждают сухим льдом (температура испарения — 80 °С) или жидким азотом (температура испарения — 200 °С). 
3) на соединения, собираемые с предварительным нагревом охватывающей и с охлаждением охватываемой детали.

Критерием работоспособности соединений с натягом является контактная прочность. Контактные давления в направлении длины деталей изменяются по закону кривой (рис.4.2.11). Концентрация давлений у краев отверстия вызвана вытеснением сжатого материала от середины в обе стороны. У торцов они больше средних давлений в 2…3,5 раза. Расчет на прочность деталей соединения основан на предположении, что контактные давления распределяются равномерно по поверхности контакта. Опасным элементом соединения, как правило, является охватывающая деталь.

Взаимная неподвижность деталей соединения с натягом обеспечивается соблюдением условия: pm>[pv]max 
где [pm]max=0,5  - максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали,

-предел текучести материала охватывающей детали. При нагружении соединения осевой силой F 

где рm — среднее контактное давление, 
К = 2…4,5 — коэффициент запаса сцепления для предупреждения контактной коррозии (изнашивания посадочных поверхностей вследствие их микроскольжения при действии переменных нагрузок, особенно в период пуска и остановки), 
d, l — диаметр и длина посадочной поверхности,
f—коэффициент сцепления (трения).
При нагружении соединения вращающим моментом Т (рис.4.2.11)

center>

При сборке соединения микронеровности посадочных поверхностей частично срезаются и сглаживаются 

1.  Прочность соединения посадки с натягом;

На прочность соединения с натягом оказывают влияние много различных факторов, среди которых можно выделить следующие:

- размеры геометрических параметров деталей и соединения (диаметр, длина соединения, точность геометрической формы деталей и параметры шероховатости, величина натяга);

- физико-механические свойства материалов соединяемых деталей (модуль упругости, предел текучести, коэффициент Пуассона, релаксация напряжений, коэффициент линейного расширения материала детали);

- условия нагружения (величина передаваемых усилий, моментов, скорость вращения и масса вращающихся деталей);

- технология сборки соединения (условия запрессовки, усилие запрессовки, скорость запрессовки, форма фасок соединяемых деталей).

В результате упругой деформации на контактных поверхностях сопрягаемых деталей возникают напряжения, пропорциональные натягу. Передаваемое таким соединением усилие Рили крутящий момент Мкр стремится в процессе эксплуатации узла сместить или повернуть одну деталь относительно другой. Этому усилию или крутящему моменту противодействуют силы трения (сцепления), возникающие на контактных поверхностях и обеспечивающие относительную неподвижность деталей, т. е. М^< М^, где - момент трения, зависящий от натяга, размеров соединяемых деталей, шероховатости поверхностей и т. п.

1.  Контактные напряжения и контактная прочность зубчатых передач;

Условие работоспособности конической передачи

ZM - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; qH(F) - удельная нагрузка;

u – передаточное число конической передачи;

Н – коэффициент, учитывающий влияние на несущую способность передачи вида конических колес:

для прямозубых конических передач Н = 0,85;

для передач с круглыми зубьями Н  зависит от твердости зубчатых колес и передаточного числа (Н   1)

1.  Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач;

Условия работы зуба в зацеплении. При передаче вращающего момента (рис. 8.9) в зацеплении кроме нормальной силы Fn действует сила трения FTp=Fnf, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии (рис. 8.10). Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные напряжения сн и напряжения изгиба AF[17]. Для каждого зуба ан и оу не являются постоянно действующими. Они изменяются во времени по некоторому преры-

Вистому отнулевому циклу (см. рис. 8.9). Время действия о> за один оборот колеса (/]) равно продолжительности зацепления одного зуба (/2). Напряжения ан действуют еще меньшее время. Это время равно продолжительности пребывания в зацеплении данной точки поверхности зуба с учетом зоны распространения контактных напряжений.

Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломка зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности от контактных напряжений. С контактными напряжениями и трением в зацеплении связаны также износ, заедание и другие виды повреждения поверхностей зубьев.

Поломка зубьев (рис. 8.11). Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике чаще наблюдается выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают два вида поломки зубьев:

Поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или учетом перегрузок при расчете);

Усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.).

Общие меры предупреждения поломки зубьев — увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев, термообра-

Ботка, наклеп, уменьшение концентрации нагрузки по краям (жесткие валы, зубья со срезанными углами— см. рис. 8.13, ж, бочкообразные зубья — см. рис. 8.14, в и пр.).

Повреждение поверхности зубьев. Все виды повреждения поверхности зубьев (рис. 8.12) связаны с контактными напряжениями и трением.

Контактных напряжений (рис. 8.12, а) Является основным видом разрушения поверхности зубьев при хорошей смазке передачи (чаще всего это бывают закрытые, сравнительно быстроходные передачи, защищенные от пыли и грязи). Зубья таких передач разделены тонким слоем масла, устраняющим металлический контакт. При этом износ зубьев мал. Передача работает длительное время до появления усталости в поверхностных слоях зубьев. На поверхности появляются небольшие углубления, напоминающие оспинки, которые растут и превращаются в раковины. Выкрашивание начинается обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев, а силы трения при скольжении и перекатывании зубьев направлены так, что масло запрессовывается в трещины и способствует выкра­шиванию частиц металла (см. рис. 8.8). При выкрашивании нарушаются условия образования сплошной масляной пленки, появляется металлический контакт с последующим быстрым износом и зади- ром поверхности. Образование первых усталостных раковин не всегда служит признаком близкого полного разрушения зубьев. В передачах, зубья которых имеют невысокую твердость (<350 НВ), наблюдаются случаи так называемого ограниченного или начального выкрашивания. Начальное выкрашивание связано с приработкой зубьев недостаточно точно изготовленных передач. Оно появляется в местах концентрации нагрузки после непродолжительной работы и затем приостанавливается. При этом образовавшиеся раковины не развиваются и даже совершенно исчезают вследствие сглаживания. Прекращение дальнейшего выкрашивания в этом случае объясняется тем, что разрушение мест концентрации нагрузки выравнивает ее распределение по поверхности зуба. При высокой твердости зубьев (>350 НВ) явление ограниченного выкрашивания обычно не наблюдается. Образовавшиеся раковины быстро растут вследствие хрупкого разрушения их краев.

В передачах, работающих со значительным износом, выкрашивание не наблюдается, так как поверхностные слои изнашиваются раньше, чем появляются трещины усталости.

Основные меры предупреждения выкрашивания: определение размеров из расчета на усталость по контактным напряжениям; повы

шение твердости материала путем термообработки; повышение степени точности и в особенности по норме контакта зубьев.

Абразивный износ (рис. 8.12, б) является основной причиной выхода из строя передач при плохой смаз - ^ б) в)

Носятся прежде всего открытые передачи, а также закрытые, но недостаточно защищенные от загрязнения абразивными частицами (пыль, продукты износа и т. п.). Такие передачи можно встретить в сельскохозяйственных и транспортных машинах, горнорудном оборудовании, грузоподъемных машинах и т. п. У изношенной передачи увеличиваются зазоры в зацеплении, появляется шум, возрастают динамические нагрузки. В то же время прочность изношенного зуба понижается вследствие уменьшения площади его поперечного сечения. Все это может привести к поломке зубьев.

Расчет на износ затруднен тем, что интенсивность износа зависит от многих случайных факторов, в первую очередь от интенсивности загрязнения смазочного материала[18].

На практике при расчете передач, у которых наблюдается износ зубьев, понижают допускаемые контактные напряжения, величина которых устанавливается на основе опыта эксплуатации подобных конструкций.

Основные меры предупреждения износа — повышение твердости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел.

Заедание (рис. 8.12, в) наблюдается преимущественно в высоко - нагруженных и высокоскоростных передачах. В месте соприкасания зубьев этих передач развивается высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Об­разовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности зубьев в направлении скольжения. Кромочный удар (см. ниже) способствует заеданию.

Меры предупреждения заедания те же, что и против износа. Желательно фланкирование зубьев и интенсивное охлаждение.

Эффективно применение противозадирных масел с повышенной вязкостью и химически активными добавками. Правильным выбором сорта масла можно поднять допускаемую нагрузку по заеданию над допускаемыми нагрузками по другим критериям.

Пластические сдвиги наблюдаются у тяжелонагруженных тихоходных зубчатых колес, выполненных из мягкой стали. При перегрузках на мягкой поверхности зубьев появляются пластические деформации с последующим сдвигом в направлении скольжения (см. рис. 8.6). В результате у полюсной линии зубьев ведомого колеса образуется хребет, а у ведущего — соответствующая канавка. Образование хребта нарушает правильность зацепления и приводит к разрушению зубьев. Пластические сдвиги можно устранить повышением твердости рабочих поверхностей зубьев.

Отслаивание твердого поверхностного слоя зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению (азотирование, цементация, закалка ТВЧ и т. п.). Этот вид разрушения наблюдается при недостаточно высоком качестве термической обработки, когда внутренние напряжения не сняты отпуском или когда хрупкая корка зубьев не имеет под собой достаточно прочной сердцевины. Отслаиванию способствуют перегрузки.

Из всех перечисленных видов разрушения поверхности зубьев наиболее изучено выкрашивание. Это позволило выработать нормы допускаемых контактных напряжений, устраняющих выкрашивание в течение заданного срока службы. Расчеты по контактным напряжениям, предупреждающие выкрашивание, получили широкое распространение.

Специальные методы расчета для предупреждения других видов разрушения поверхности зубьев или еще не разработаны (при пластическом сдвиге, отслаивании), или недостаточно разработаны (при износе, заедании), а поэтому здесь не рассматриваются. Поскольку упомянутые нормы допускаемых контактных напряжений проверяют опытом эксплуатации передач, приближенно можно полагать, что эти нормы учитывают кроме выкрашивания и другие виды повреждения поверхности зубьев. При этом рекомендуют выполнять указанные выше меры предупреждения повреждений.

В современной методике расчета из двух напряжений сн и о> за основные в большинстве случаев приняты контактные напряжения, так как в пределах заданных габаритов колес сн остаются постоянными, а о> можно уменьшать путем увеличения модуля.

1.  Расчетная нагрузка в зубчатой передаче;

При работе передачи возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей, их деформаций, погрешностей при сборке и условий эксплуатации. Расчетная нагрузка определяется умножением номинальной нагрузки на коэффициент нагрузки К > 1.

Коэффициенты нагрузки при расчете контактных напряжений обозначают Кн, при расчете напряжений изгиба — КF и определяют по зависимостям:

где КНА, КFА — коэффициенты, учитывающие внешнюю динамическую нагрузку. Значения этих коэффициентов выбирают в зависимости от характера работы механизма (равномерно или с периодическим изменением нагрузки).

КHβ, КFβ — коэффициенты концентрации нагрузки, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

КНυ, КFυ — коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку передачи;

КНα, КFα— коэффициенты, учитывающие характер распределения нагрузки между зубьями.

Концентрация нагрузки по длине контактных линий возникает из-за погрешностей расположения зубьев, упругих деформаций зубьев, валов и их опор. Вследствие перечисленных факторов сопряженные профили зубьев без нагрузки контактируют не по всей длине. При нагружении зубья деформируются и контактируют по всей длине. Однако нагрузка распределится по контактной линии неравномерно, так как перемещения сечений зуба неодинаковы. Аналогичная картина возникает при закрутке шестерни, когда она выполнена заодно с валом.

Коэффициент концентрации нагрузки определяется отношением wmax/wср. Он зависит от угла перекоса и от ширины колеса b (или отношения Ψbd = b/d1, а также от расположения колес относительно опор. Приближенно коэффициент концентрации при симметричном расположении шестерни относительно опор принимают 1,05, при расположении вблизи опоры — 1,1, при консольном расположении — 1,2... 1,4. В целях уменьшения концентрации нагрузки повышают точность изготовления колес, жесткость валов и опор (используют конические роликовые подшипники вместо шариковых), выполняют продольную модификацию зубьев.

При проектировочном расчете передачи коэффициенты концентрации нагрузки КHβ, КFβ определяют по графикам в зависимости от относительной ширины колеса Ψbd, твердости материала и расположения колес относительно опор (варианты 1...7, рис. 5.12, б). С увеличением относительной ширины колес (Ψbd) коэффициенты концентрации растут. Особенно это заметно для колес из материалов с высокой твердостью поверхности из-за их плохой прирабатываемости.

На величину внутренней динамической нагрузки оказывают влияние ошибки шага зубьев, деформации изгиба зубьев под нагрузкой, переменная изгибная жесткость зубьев и опор, окружная скорость. Погрешности по шагу зубьев и деформации зубьев при изгибе вызывают ударные нагрузки на входе зубьев в зацепление. Удары отсутствуют, если контакт зубьев происходит на линии зацепления NN. а их основные шаги на торце равны. Если шаг зубьев шестерни меньше шага зубьев колеса, то контакт. Для возможности контакта на линии зацепления шаги должны выровняться в результате мгновенного деформирования зубьев. При этом возникает удар. Сила удара зависит от величины погрешности по шагу, жесткости зубьев, окружной скорости и присоединенных к колесам инерционных масс. Поэтому для каждой степени точности передачи ограничивают окружную скорость. Аналогичная картина возникает на выходе зубьев из зацепления.

Переменная жесткость зубьев обусловлена тем, что в зоне двухпарного зацепления нагрузка распределяется между двумя парами зубьев, а в зоне однопарного зацепления вся нагрузка воспринимается одной парой зубьев. Переменная жесткость подшипников качения связана с тем, что из-за погрешностей изготовления изменяется количество тел качения, воспринимающих нагрузку. Для приближенных расчетов значения КНυ, КFυ даны в таблицах.

Для   уменьшения   динамических   нагрузок   необходимо: повышать точность изготовления колес (уменьшать погрешности шага); выполнять зубья фланкированными для снижения удара при входе зубьев в зацепление; увеличивать коэффициент перекрытия, что позволит распределить динамическую силу на несколько зубьев и уменьшить ее влияние. Это достигается применением специальных зацеплений с исходным контуром α < 20° и увеличенной высотой зубьев.

Распределение нагрузки между парами зубьев зависит от суммарной погрешности шагов зубьев шестерни и колеса, суммарной податливости пары зацепляющихся зубьев и их склонности к приработке. Для прямозубых передач КНα=КFα= 1, для косозубых и шевронных передач КНα=КFα= 1 + 0,06 (nст-5), где nст — число, соответствующее степени точности (nст = 6...9).

1.  Силы в прямозубой цилиндрической передаче;

Под действием внешних моментов приложенных к зубчатому колесу между зубьями возникают сильные взаимодействия. При этом полное давление на зуб можно разделить на две взаимоперпендикулярные составляющие силы: силу F- называют окружной, она направлена по касательной к начальной окружности и составляющая, которая направлена перпендикулярно к оси вращения и называется распорной силой.

Для определения сил, действующих в зубчатом зацеплении, используется следующее правило: окружное усилие и полное давление на зуб шестерни направлено в сторону противоположную направлению скорости вращения шестерни. Направление окружности усилия и полного давления на зуб колеса всегда совпадают с направлением скорости вращения этого колеса.

Окружная силаF вызывает кручение и изгиб вала в горизонтальной плоскости. Распорная сила Fвызывает изгиб вала в вертикальной плоскости. Реакции опор

1.  Расчет прямозубых цилиндрических передач на прочность;

§ 8.6. Расчет прямозубых цилиндрических передач на прочность

Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартизован ГОСТ 21354—87. В курсе «Детали машин» изучают основы такого расчета. При этом вводят некоторые упрощения, мало влияющие на результаты расчетов для большинства случаев практики.

Силы в зацеплении. На рис. 8.17 Fn — нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу Fn переносят в полюс и раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr. Такое разложение удобно при расчете валов и опор. По заданным Τ и d определяют

и через нее выражают все другие составляющие:

  

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление (см. рис. 8.5). Поэтому расчет контактных напряжений принято выполнять при контакте в полюсе зацепления (рис. 8.18). Контакт зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусами pt и р2. При этом контактные напряжения определяют по формуле (8.2), а именно:

  

  

Для прямозубых передач с учетом формул (8.4)...(8.6)

  

Радиусы кривизны эвольвент зубьев в точке контакта (рис. 8.18)

  

    

где u = dw2/dwi=z2/zl, знак « + » — для наружного, а « —» — для внутреннего зацепления.

Подставляя в формулу (8.7) и заменяя cosawsinaw = = (sin 2ow)/2, получаем

Параметр u = z2/zl по ГОСТ 16532—70 называют передаточным числом и определяют как отношение большего числа зубьев к меньшему независимо от того, как передается движение: от ζ ι к ζ2 или от ζ2 к Zj. Это передаточное число и отличается от передаточного отношения /, которое равно отношению угловых скоростей ведущего колеса к ведомому и которое может быть мейьше или больше единицы, положительным или отрицатель¬ным. Применение и вместо i связано только с принятой формой расчетных зависимостей для контактных напряжений [см. вывод формулы (8.9), где рпр выражено через (меньшее колесо), а не через d2 (большее колесо)]. Значение контактных напряжений, так же как и значение передаточного числа м, не зависит от того, какое колесо ведущее, а значение передаточного отношения / зависит.

1.  Силы в косозубой и шевронной цилиндрических передачах;

 В шевронной передаче осевые силы на полушевронах замыкаются на зубчатых колесах и на валы и опоры не передаются

1.  Расчет косозубых и шевронных цилиндрических передач на прочность;

Расчет на контактную прочность

Вследствие наклона зубьев в зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность (снижая расчётные напряжения).

Аналогично расчету прямозубой передачи межосевое расстояние для косозубых колес определяют по формуле (2.3.17):

,

где Ка = 43 МПа – для косозубых колес.

Контактные напряжения в поверхностном слое зубьев

,

где  - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям;

- 1,04 – 1,13 коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями и зависит от окружной скорости;

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (по длине контактных линий); для косозубых передач выбирается с учетом расположения колеса на валу и термообработки;

- коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки

=1,02-1,06 при любой твердости, скорость до 10 м/с,

=1,1 при твердости поверхности не больше 350 НВ и скорости 10-20 м/с,

=1,05 при твердости более 350 НВ и скорости 10-20 м/с.

Косозубые передачи работают более плавно, чем прямозубые, поэтому коэффициент  , меньше.

Условие контактной прочности косозубой передачи

,

Если условие не выполняется, то изменяют ширину венца колеса b2, не выходя за пределы рекомендуемых значений . Если это не даст желательного результата, то либо назначает другие материалы колёс или другую термообработку, и расчёт повторяют.

Расчет допускаемых напряжений ведется аналогично расчету прямозубых колес

4.5.5 Расчёт зубьев на изгиб

Наклонное расположение зубьев увеличивает их прочность на изгиб и уменьшает динамические нагрузки. Это учитывается введением в расчётную формулу прямозубых передач поправочных коэффициентов  и . Формула проверочного расчёта косозубых передач

(2.3.41),

где YF - коэффициент формы зуба выбирают по эквивалентному числу зубьев zv;  - коэффициент, учитывающий наклон зуба; - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца определяют по аналогии с прямозубыми передачами;  = 0,81-0,91 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;  - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки  =1,2 при твердости зубьев не больше 350НВ,  = 1,1 при твердости зубьев более 350 НВ. Нормальный модуль зубьев mn определяют по аналогии с прямозубыми передачами. При некоторых средних значениях коэффициентов получим формулу для приближенного определения модуля косозубых передач

(2.3.42),

и для шевронных передач

(2.3.43),

При проверке по формуле (2.3.41):  можно получить  значительно меньше  , что не является недопустимым, так как нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб.Если расчётное значение  превышает допускаемое, то применяют колёса, нарезанные с положительным смещением инструмента, или увеличивают m; > означает, что в передаче из данных материалов решающее значение имеет не контактная прочность, а прочность зубьев на изгиб. На практике к таким передачам относятся передачи с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев – 51…63HRCэ (цементация, нитроцементация, азотирование). Проектировочный расчёт таких передач следует выполнять с целью обеспечения прочности зубьев на изгиб по форме определения минимально допустимого модуля m, а затем выполнить проверочный расчёт зубьев на контактную прочность.

1.  Конструкция и области применения конических зубчатых передач;
2.  Силы в конических зубчатых передачах;
3.  Передаточное отношение многоступенчатых зубчатых передач;
4.  Коэффициент полезного действия одноступенчатых и многоступенчатых зубчатых передач;
5.  Охлаждение и смазка зубчатых передач;
6.  Материалы и термообработка зубчатых передач;
7.  Выбор допускаемых напряжений при расчетах зубчатых передач;
8.  Оптимизация конструкции зубчатых передач;

Для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью зубьев ты6 и

 

 

При Н>350НВ и нешлифованной поверхностью 9 и

 

 Рекомендуют принимать NFG = 4-106 для всех сталей.
При постоянном режиме нагрузки эквивалентное число циклов NFE находят по формуле (8.60). При переменном режиме нагрузки, по аналогии с формулой (8.63),

 

 

Здесь учтено, что напряжения изгиба пропорциональны нагруз¬ке. При использовании типовых режимов нагружения (рис. 8.42)

 

 

где MF —по табл. 8.10; NK — по формуле (8.65).
Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках. Кратковременные перегрузки (см., например, момент Тпяк на рис. 8.41), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому после определения размеров передачи по сопротивлению усталости необходимо проверить статическую прочность при перегрузках.
Максимальные контактные напряжения аНтах при перегрузке моментом Гпик можно выразить через известное напряжение σΗ (см. формулу (8.10)]:

 

 

где σΗ и Гтах— соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев; [ая]тах — предельное допуска¬емое напряжение.
Если значение Гпик не задано (например, циклограммой на рис. 8.41), его определяют по формуле Гпик = КТт&х, где К— коэффициент внешней динамической нагрузки по табл. 0.1.
[ая]тах = 2,8ат при нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев (στ — предел текучести материала); [aH]max=40 HRC при цементации, закалке т.в.ч. и азотировании зубьев (см. также табл. 8.9).
Аналогично, максимальные напряжения изгиба

 

 

где aF, Ттах — напряжение и момент при расчете на усталость; [aF]max — предельное допускаемое напряжение.
Wmax«0,8ax при Η <350 НВ; [aJmax«0,6aB при Η >350 НВ (σΒ — предел про¬чности материал) (см. также табл. 8.9).
§ 8.14. Оптимизация конструкции зубчатых передач
При изложении содержания настоящей главы мы отмечали влияние различных параметров на габариты (массу), нагрузочную способность и долговечность передачи. В этом параграфе эти сведения обобщаются с позиций оптимизации конструкции.

1.  Планетарных передач. Особенности конструкций и расчета;

Передачи, имеющие зубчатые колеса с подвижными осями.

Достоинства:

1.  Малые габариты и масса вследствие передачи мощности по нескольким потокам, число которых равно числу сателлитов; при этом нагрузка в каждом зацеплении уменьшена в несколько раз.
2.  Удобство компоновки в машинах благодаря соосности ведущего и ведомого валов.
3.  Работа с меньшим шумом по сравнению с обычными зубчатыми передачами, что связано с меньшими размерами колес и замыканием сил в механизме. При симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются.
4.  Малые нагрузки на валы и опоры, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в них.
5.  Возможность получения больших передаточных отношений при небольшом числе зубчатых колес и малых габаритах.

Недостатки:

1.  Повышенные требования к точности изготовления и монтажа передачи.
2.  Большее число деталей (подшипников), более сложная сборка.
3.  Для нарезания колес с внутренними зубьями требуются зубодолбежные станки, парк которых меньше, чем зубофрезерных.

Расчет планетарной передачи. Подбор чисел зубьев колес. Центральная шестерня а (za)

Задают из условия неподрезания ножки зуба: za≥ 17. Принимают:

 za = 24 при Н ≤ 350 НВ;

 za = 21 при 45HRC < H ≤ 52HRC 

 za= 17 при Н>52 HRC.

Неподвижное центральное колесо b (zb)

Определяют по заданному передаточному отношению ubah:

Расчет геометрических параметров для планетарной передачи производят аналогично, как и для цилиндрической передачи

1.  Передача с зацеплением Новикова. Особенности конструкций и расчета;

Передачи с зацеплением Новикова

 В 1954 г. М.Л. Новиковым было разработано зубчатое зацепление с круговым профилем  зубьев. К преимуществам передач Новикова относятся повышенная  нагрузочная способность и контактная прочность по сравнению с эвольвентной косозубой передачей. Недостатками является чувствительность к изменению межосевого расстояния, сложный исходный контур режущего  инструмента; низкая изломная прочность.

 Принцип зацепления
 Известно, что прямозубые колеса с круговым профилем зубьев являются несопряженными, и такая передача работать не может. Для сохранения непрерывности зацепления передачи Новикова выполняют косозубими с осевым коэффициентом перекрытия .

 При вращении колес косые зубья перекатываются в плоскости n-n как цилиндры. Точка контакта a перемещается вдоль зубьев с одного конца ко второму. Линия контакта цилиндров называется полюсной линией. Линия, по которой перемещается точка контакта a , называется линией зацепления.

 Если линия зацепления расположена за полюсной линией (в направлении вращения ведущего колеса), то зацепление имеет название заполюсное.  Если до полюса - дополюсное. Одна и та же пара колес может иметь заполюсное и дополюсне зацепление в зависимости от того, какое колесо является ведущим.

 Признаком заполюсного зацепления является выпуклый профиль ведущего зуба и вогнутый ведомого. Дополюсного - вогнутый профиль  ведущего и выпуклый ведомого.

Очевидно, возможно выполнять колеса таким образом, чтобы одна часть профиля будет выпуклой, а вторая - вогнутой. Такие колеса смогут входить в зацепление и за полюсом, и до полюса, такое зацепление называется дозаполюсним. Дозаполюсне зацепление имеет две линии зацепления, соответственно в два раза больше и число точек контакта зубьев. В таких передачах зубья шестерни  и колеса имеют одинаковый профиль: выпуклый возле головки и вогнутый возле ножки.

 Колеса передач Новикова выполняются из тех же материалов, что и эвольвентные колеса, чаще всего обрабатываются до твердости.

 Для нарезания зубьев шестерни и колеса используется тот же инструмент. Колеса Новикова нарезают, как правило, без смещения.

 Основные геометрические параметры

 Угол наклонения зубьев в передачах Новикова принимается 

Расчет на прочность

 Без учета деформаций и приработки колес контакт зубьев в передачах Новикова происходит в точке. Однако малая разность радиусов кривизны выпуклых и вогнутых поверхностей и большие радиусы кривизны косых зубьев приводит к тому, что контакт в точке становится контактом по пятну.  В дозаполюсному зацеплении будет два пятна контакта. Контакт в точке способствует потому, что колеса Новикова менее чувствительные к перекосам, но более чувствительные к изменению межосевого расстояния, а также приводит к снижению изломной прочности.

 Основным критерием работоспособности и расчета передач Новикова есть прочность по контактным напряжениям и напряжением изгиба.

Средства повышения прочности:

1.  увеличение числа пятен контакта путем дозаполюсного зацепление и увеличения коэффициента перекрытия  .
2.  увеличение площади пятен контакта .
3.  применение колес с малым числом зубьев.

 В передачах Новикова условия контакта зубьев значительно отличаются от условий контакта по Герцу. Размеры площади пятна контакта соответствуют размеру зубьев, а контактные напряжения близки к напряжениям смятия. Поэтому расчет передач Новикова по контактным напряжениям, определяемым зависимостями Герца, условный.

Дозаполюсне  зацепление преимущественно:

1.  один инструмент для нарезания зубьев шестерни и колеса,
2.  нагрузочная способность выше.

Основные геометрические параметры.
Колеса Новикова нарезают как правило без смещения.
Материалы
Те же самые, что и для эвольвентных передач, наиболее распространенные с <350HB.

 

1.  Зубчатые передачи с перекрещивающимися осями. Особенности конструкций и расчета;

Механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов.

В этих передачах, так же как и в конических, оси валов располагаются под углом, но не пересекаются, а перекрещиваются, т. е. проходят на некотором расстоянии а друг от друга Перекрестное расположение осей придает этим передачам некоторые особенности, которые используют на практике. Например, подшипники обоих валов можно располагать по обе стороны колеса; оба вала могут продолжаться в обе стороны от колеса, что позволяет передавать движение от одного ведущего вала нескольким ведомым.Основными недостатками передач с перекрещивающимися осями являются повышенное скольжение в зацеплении и связанные с этим повышенный износ и склонность к заеданию.

Винтовые и гипоидные передачи применяют преимущественно в специальных изделиях. Поэтому в курсе деталей машин дается только общее понятие об этих передачах.

Винтовая передача осуществляется цилиндрическими косозубыми колесами. При перекрестном расположении осей валов начальные цилиндры колес соприкасаются в точке, поэтому зубья имеют точечный контакт. Векторы окружных скоростей колес направлены под углом перекрещивания, поэтому в зацеплении наблюдается большое скольжение. Точечный контакт и скольжение приводят к быстрому износу и заеданию даже при сравнительно небольших нагрузках. Поэтому винтовые передачи применяют главным образом в кинематических цепях приборов. В силовых передачах их заменяют червячными передачами с многозаходными червяками. Во многих случаях такая замена целесообразна и в передачах приборов. Гипоидная передача осуществляется коническими колесами с косыми или криволинейными зубьями. Вершины конусов колес не совпадают. Угол перекрещивания осей чаще всего выполняется равным 90°. В отличие от винтовых передач гипоидные могут быть выполнены с линейным контактом зубьев. Скорости скольжения в гипоидных передачах меньше, чем в винтовых. Поэтому они обладают повышенной нагрузочной способностью. На практике опасность заедания, связанная со скольжением, устраняется применением специальных смазочных материалов с антизадирными присадками (гипоидные масла) и термообработкой зубьев до высокой твердости, а также ограничением смещения а осей валов.

Недостатком гипоидных передач являются повышенные требования к точности изготовления и монтажа. Гипоидные передачи применяют главным образом в автотракторном и текстильном машиностроении. Размещение карданного вала ниже оси ведущих колес автомобиля позволяет понизить центр тяжести автомобиля и тем самым повысить его устойчивость. Применение гипоидной передачи в прядильных машинах позволяет передавать движение от одного вала многим десяткам веретен. Расчет гипоидных передач излагается в специальной литературе

Оси перекрещиваются (червячная передача)

1.  Геометрические параметры и кинематические параметры червячных передач;

 Геометрические параметры и изготовление червячных передач

 В червячной передаче, как и в зубчатой, различают диаметры начальных (dw1, dw2) и делительных (d1, d2) цилиндров. В передачах без смещения  .
Червяки различают:
1. по форме образующей поверхности:

1.  цилиндрические (а);
2.  глобоидные (б);

2. по форме профиля витков:

1.  прямолинейный (трапецеидальный, архимедов - наиболее распространенный, при HB  350, нешлифованный, выполняются на обычных станках);
2.  криволинейный (евольвентний - HRC > 45, шлифованный, на специальных станках).

 Червячное колесо нарезают червячными фрезами. 
Основные геометрические параметры червяка и колеса:
профильный угол;

1.  осевой модуль, стандартизированный;
2.  число заходов червяка;
3.  число зубьев колеса, при условии не подрезания зубьев рекомендуют принимать  ≥ 28;
4.  коэффициент диаметра червяка, стандартизированный;     
5.  угол подъема винтовой линии.
6.  делительные диаметры:                  
7.  диаметр вершин                            
8.  диаметр впадин             .               
9.  межосевое расстояние

Кинематические параметры червячной передачи

 В червячной передаче, в отличии от зубчатой, окружные скорости   и   не совпадают. Они направлены под углом 900 и отличаются по значению. При относительном движении  начальные цилиндры скользят. При одном обороте червяка колесо поворачивается на угол,  охватывающий число зубьев колеса, равное числу заходов червяка.

 Основным преимуществом червячной передачи является большие передаточные отношения: в силовых передачах 10...80 , в кинематических передачах до  300 .

 При движении витки  червяка скользят по зубьям колеса, как в винтовой паре. Скорость скольжения  направлена по касательной к винтовой линии червяка

 Большое скольжение является причиной  снижения ККД, повышенного износа и заедания

ККД червячной передачи

 ККД повышается  в случае увеличения числа заходов червяка и снижается с уменьшением коэффициента трения или угла трения. Коэффициент трения снижается с увеличением скорости скольжения  .  Кроме того, значение коэффициента трения зависит от  шероховатости поверхности трения, а также качества смазочного масла.

 Свойство самоторможения  применяется в грузоподъемных механизмах. ККД самотормозящей пары, как правило,  меньше 0,5.

Силы в зацеплении

1.  Окружная сила на червяке     .                   
2.  Окружная сила на колесе     .                   
3.  Радиальная сила   

1.  КПД червячной передачи;

КПД закрытой червячной передачи должен учитывать потери в зацеплении и подшипниках, а также потери на разбрызгивание, перемешивание масла и др. Роль смазывания в червячной передаче еще важнее, чем в зубчатой, так как в зацеплении происходит скольжение витков червяка вдоль контактных линий зубьев червячного колеса. В случае несовершенства смазывания резко возрастают потери, возможно повреждение зубьев.

Червячная передача является зубчато-винтовой и имеет потери, свойственные как зубчатой передаче, так и передаче винт — гайка.

Среднее значение КПД при однозаходном червяке можно принимать равным 0,7 - 0,75; при двухзаходном 0,75 - 0,82; трех- и четырехзаходном 0,83 - 0,92. Общий КПД для закрытой червячной передачи можно определить по формуле (уточненный расчет)

где степень п — число пар подшипников; — КПД, учитывающий потери в одной паре;  — КПД, учитывающий потери в подшипниках, на разбрызгивание и перемешивание масла; — КПД, учитывающий дополнительные потери в зацеплении аналогичны потерям в зубчатых передачах; - КПД, учитывающий основные потери в зацеплении как в винтовой паре.

Значения угла  трения в зависимости от скорости скольжения  приведены в табл. 9. Они получены экспериментально для червячных передач на опорах с подшипниками качения, т.е. в этих значениях учтены потери мощности в подшипниках качения, в зубчатом зацеплении и на размешивание и разбрызгивание масла. Величина  значительно снижается при увеличении , так как при больших скоростях в зоне контакта создаются благоприятные условия для образования масляного слоя, разделяющего витки червяка и зубья колеса и уменьшающего потери в зацеплении.

 

1.  Силы и зацеплении червячной передачи;

Силы в зацеплении определяют для случая контакта рабочих поверхностей в полюсе зацепления и раскладывают по трем взаимно перпендикулярным осям.

Окружная сила на колесе равна по модулю осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо:

В этих зависимостях T2 и T1 – вращающие моменты на валах колеса и червяка, α – угол профиля витка червяка, d2 – делительный диаметр колеса, dw1 – начальный диаметр червяка.

 

1.  Расчет на прочность червячных передач;

По контактным напряжениям

Т2 – крутящий момент на валу колеса, Н·м; αω – межосевое расстояние передачи, мм; [σ]H2 – допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, МПа; KH – коэффициент нагрузки:

KV – динамический коэффициент;

Kβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии.

По напряжениям изгиба

Рассчитывают только зубья колеса, т.к. витки червяка по форме и материалу значительно прочнее зубьев колеса. Расчет является приближенным, т.к. зуб колеса имеет переменную форму сечения по ширине колеса и основание его расположено не по прямой линии, а по дуге окружности.

[σ]F2 – допускаемое изгибное напряжение для материала колеса;

ωFt – удельная расчетная окружная сила

mn – нормальный модуль зацепления; 

YF – коэффициент формы зуба (его находят по эквивалентному числу зубьев):

1.  Материалы для деталей червячных передач и выбор допускаемых напряжений;

Червяк:

Среднеуглеродистые сталей марок 45, 50, легированных 40Х,  40ХН с поверхностной или объемной закалкой до твердости 45…54 НRC и последующим шлифованием витков.

Цементуемые  стали 18ХГТ, 20Х с твердостью после закалки 56 …63 НRC.

Зубчатые венцы червячных колес:

По мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения:

1.  Оловянные  бронзы (БрО10Ф1, БрО10Н1Ф1…) – применяют при высоких скоростях скольжения (до 5 …25 м/с).Обладают хорошими антифрикционными свойствами, но невысокой прочностью.
2.  Безоловянные бронзы и латуни (БрА9Ж3Л, ЛЦ23А6Ж3Мц2 …) – применяют при средних скоростях скольжения  (до 3…5 м/с). Высокая механическая прочность, но пониженные антизадирные свойства.
3.  Серые чугуны марок СЧ15, СЧ20  применяют при малых скоростях скольжения(до 2 …3м/с)  в механизмах с ручным приводом.                                

Для выбора материала колеса предварительно определяют ожидаемую скорость скольжения, м/с:

Допускаемые контактные напряжения:

для оловянных бронз – определяют из условия сопротивления усталостному выкрашиванию рабочих поверхностей зубьев

σНо – предел контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений 107, МПа; Сv – коэффициент,  учитывающий интенсивность  изнашивания  зуба колеса в зависимости от скорости скольжения; КНL – коэффициент долговечности.

σВ – временное сопротивление для бронзы на растяжение, МПа

для твердых бронз (алюминиево-железистых) и чугунов – принимают из условия сопротивления заеданию либо по эмпирическим формулам, либо численно в зависимости от скорости скольжения

1.  Тепловой расчет, охлаждение и смазка червячной передачи;

Их применяют в паре с твердыми (>45 HRC) шлифованными и полированными червяками для передач, у которых м/с. Чугун серый или модифицированный применяют при 2 м/с, преимущественно в ручных приводах.
Допускаемые контактные напряжения для оловянных бронз: [<xH]«Cv (0,85...0,9) <тв при шлифованном и полированном червяке с твердостью >45 HRC; [σΗ]«Cv 0,75 σΒ при несоблюдении указанных условий для червяка. Для бронзы БрА9Ж4 [σΗ]*300-25ν, (МПа) —при шлифованном и полированном червяке с твердостью >45 HRC, Cv — коэффициент, учи¬тывающий скорость скольжения:
Vs;m/C... <1 2 3 4 5 6 7 ^8
С0     1,33 1,21 1,11 1,02 0,95 0,88 0,83 0,8
При проектном расчете скорость скольжения (м/с) оцени¬вают по приближенной зависимости
Приведенные зависимости относятся к длительному сроку службы при нагрузке, близкой к постоянной.
Допускаемые напряжения изгиба для всех марок бронз

 

 

Для проверки червячных передач на прочность при кратковременных перегрузках, которые не учитывают в основном расчете, принимают следующие предельные допускаемые напряжения: оловянные бронзы для бронзы всех марок.

§ 9.8. Тепловой расчет, охлаждение и смазка передачи
Механическая энергия, потерянная в передаче, превращается в тепловую и нагревает передачу. Если отвод теплоты недостаточный, передача перегревается и выходит из строя. Количество теплоты, выделяющейся в передаче в секунду, или тепловая мощность,

 

 

где Рх—мощность на входном валу, Вт; η— КПД передачи.
Через стенки корпуса редуктора теплота отдается окружа¬ющему воздуху, происходит естественное охлаждение. Коли¬чество теплоты, отданной при этом в секунду, или мощность теплоотдачи,

 

 

где А—площадь поверхности охлаждения, м2; tx—внутренняя температура редуктора или температура масла, °С; 

t0 — температура окружающей среды (воздуха), сС; К—коэф¬фициент теплоотдачи, Вт/(м2 °С).
Под площадью поверхности охлаждения А понимают только гу часть площади наружной поверхности корпуса редуктора, которая изнутри омывается маслом или его брыз¬гами, а снаружи — свободно циркулирующим воздухом. По последнему признаку обычно не учитывают площадь по¬верхности днища корпуса. Если корпус снабжен охлаждаю¬щими ребрами, то учитывают только 50% площади их поверхности.

1.  Глобоидные передачи. Особенности конструкции и расчета;

Из червячных редукторов наиболее распространены в настоящее время редукторы с цилиндрическими и глобоидными червяками. Передаточное отношение одной червячной передачи от 8 до 100, а иногда может доходить до 1000, что позволяет получить компактную конструкцию редуктора. В червячных редукторах в течение продолжительного времени применялись исключительно червячные передачи с цилиндрическим червяком ввиду их простоты в изготовлении и регулировке. Цилиндрический червяк червячной передачи представляет собой винт с резьбой различного профиля, наружная поверхность витков которого имеет форму цилиндра. По форме профиля витка червяки бывают архимедовы, конволютные и эвольвентные. Архимедовы червяки (Рис. 8,а) имеют в осевом сечении витка трапецеидальный профиль, а в торцовом сечении очерчены архимедовой спиралью. Изготавливаться эти червяки могут па обычных токарно-винторезных станках, что определило их широкое распространение. Применяются архимедовы червяки в основном без шлифовки, так как требуют специально профилированного шлифовального круга. В связи с возросшими требованиями к червячным передачам этот тип червяка в настоящее время находит применение в основном при мелкосерийном производстве.

Конволютный червяк (Рис. 8,б) имеет прямолинейные очертания витка в нормальном сечении. Технология изготовления этих червяков проще, чем архимедовых. При шлифовке конволютного червяка на обычном резьбошлифовальном станке получается нелинейчатый профиль витка, близкий к поверхности конволютного червяка.
Эвольвентные червяки (Рис. 8,б) имеют прямолинейный профиль при сечении витка плоскостью, касательной к основному цилиндру червяка, а при сечении плоскостью, перпендикулярной к оси, дают эвольвенту. Эвольвентные червяки допускают шлифовку винтов червяка торцом шлифовального круга. Поэтому такой вид червячной передачи особенно выгодно применять при крупносерийном производстве .
Число заходов червяка в силовых передачах обычно выбирают в пределах от 1 до 4, а количество зубьев червячного колеса — от 26 до 80. При выборе числа зубьев колеса и количества заходов червяка нестандартных передач можно руководствоваться табл. 9.

1.  Кинематические параметры и принцип действия волновых передач;

Вращение генератора вызывает вращение жесткого колеса с угловой скоростью соь (вариант I) или гибкого колеса с а>0 (вариант И).
Условимся называть: w0—размер деформирования, равный радиальному перемещению точки гибкого колеса по большой оси генератора; большая и малая оси генератора — большая и малая оси формы деформирования гибкого колеса в торцовом сечении.
§ 10.2. Кинематические параметры и принцип действия
Передаточное отношение найдем, используя метод Виллиса (см. § 8.15):

 

 

После преобразования получим:

В простой передаче i равно отношению радиусов, а в вол¬новой— отношению радиуса ведомого колеса к разности радиусов или к размеру деформирования w0.
 
Очевидно, что разность радиусов можно выполнить малой, а /—большим. Большое i—одно из положительных качеств волновой передачи. Значение /тах для фрикционных передач 
ограничивается точностью изготовления или допускаемыми отклонениями размеров диаметров. Практически выполняют 'max ^ ЮОО. Значение /min ограничивает прочность гибких колес, так как значение напряжения пропорционально размеру деформирования w0. При стальных гибких колесах /min^80. Ограничение /min- один из недостатков волновых передач.
По структуре волновая передача, так же как и планетарная, является трехзвенным механизмом. Она может работать не только в режиме редуктора или мультипликатора, но и в ре¬жиме дифференциала.
Метод Виллиса позволяет просто получить формулы для передаточных отношений, но не вскрывает принципа преобразования параметров движения путем деформирования гиб¬кого звена механизма.
Действительно, в передачах с жесткими звеньями, например в простой фрикционной передаче, при вращении одного колеса точки его поверхности получают окружную скорость, и если к этому колесу прижать другое, то оно получит ту же окружную скорость, а угловые скорости колес будут обратно пропорциональны их радиусам.
Как же образуются окружные скорости в волновой передаче? Как вращение генератора передается жесткому колесу через невращающееся гибкое колесо?
Для того чтобы выяснить это, рассмотрим движение точек невращающегося гибкого колеса при его деформировании вращающимся генератором. Отметим, что в нашей конструкции гибкое колесо подобно оболочке (толщина значительно меньше других размеров).

1.  Передаточное отношение и число зубьев зубчатой волновой передачи;

передаточное отношение составит

; (8.14)

а с учётом одинаковости модуля зацепляющихся колёс

. (8.14а)

Рассматривая аналогичным образом передачу движения в редукторе с неподвижным гибким колесом и подвижным, связанным с выходным валом, жёстким колесом не трудно установить, что передаточное отношение

. (8.15)

Разность в числах зубьев жесткого и гибкого колёс с целью исключения интерференции зубьев должна быть пропорциональна числу волн волнового генератора.

КПД волновых передач относительно высок и также как в планетарных передачах падает с увеличением передаточного числа, а с увеличением нагрузки вначале растёт до максимально возможной величины, а потом, при дальнейшем возрастании нагрузки, начинает резко снижаться. При оптимальной нагрузке в пределах передаточного числа 80u250 коэффициент полезного действия 0,90,8.

1.  Относительное движение зубьев, выбор профиля и размеров зубьев;

Разработано несколько профилей зубьев для волновых передач. Преимущественное распространение получили эвольвентные зубья, как наиболее технологичные и обеспечивающие удовлетворительное зацепление. При большом числе зубьев волновых передач (обычно Z> 150) форма эвольвентного зуба близка к трапецеидальному.

При использовании распространенного двадцатиградусного исходного контура угол профиля & варьируют путем смещения инструмента при нарезании, приспосабливая его к условиям зацепления. Синтез зацепления выполняют на основе анализа относительного движения зубьев.

На рис. 10.3 изображена траектория движения точки срединной поверхности гибкого колеса. Уравнения этой траектории можйо использовать для построения графика относительного движения зубьев в процессе зацепления.

На рис. 10.6 показано взаимное положение зубьев на малой оси генератора в момент времени /=0. Штриховой линией изображено положение зуба колеса G до деформирования. Здесь г — радиус срединной поверхности; ось п совпадает с осями симметрии зубьев; rag, Гаь — радиусы окружностей вершин зубьев; Rfg, — радиусы окружностей впадин.

Положение зуба колеса Ь в осях координат п — T определяем по двум точкам, взятым на оси симметрии и соответствующим окружностям вершин и впадин. Координаты по оси п

1.  КПД и критерии работоспособности зубчатой волновой передачи;

КПД. Исследованиями установлено, что основными составляющими потерь мощности в волновой передаче являются потери в зубчатом зацеплении и генераторе. Несмотря на значительную нагрузку зацепления, обусловленную большими передаточными отношениями, реализуемыми в одной ступени волновой передачи, потери здесь сравнительно невелики, так как невелики скорости скольжения. Значительная доля потерь приходится на генератор как элемент конструкции, вращающийся с высокой скоростью входного звена и воспринимающий большие нагрузки выходного звена. Так же как и в простых передачах, КПД растет с увеличением нагрузки и уменьшается с увеличением передаточного отношения. Замечено, что КПД имеет максимум при некоторой величине нагрузки. Положение максимума зависит от жесткости звеньев передачи. При увеличении жесткости максимум сдвигается в сторону больших нагрузок (вследствие уменьшения искажения формы звеньев под нагрузкой), что влияет на качество зацепления. Практически КПД при /«80...250 располагается в пределах 0,9...0,8 соответственно.

Основные критерии работоспособности — прочность гибкого колеса; прочность гибкого подшипника генератора; жесткость генератора и жесткого колеса; износ зубьев. Первые два критерия не требуют дополнительных пояснений. Чрезмерное деформирование генератора и жесткого колеса приводит к интерференции зубьев при входе в зацепление и вращению (проскакиванию) генератора при неподвижном выходном вале. Износ зубьев при правильно выбранных геометрии зацепления, материале, термообработке и удовлетворительной смазке незначителен и практически не ограничивает срок службы передачи

1.  Основные типы фрикционных передач и вариаторов. Особенности геометрии и кинематики;

Во фрикционной передаче с гладкими цилиндрическими катками (см. рис. 11.1)

/=пхп2=d2j[dx (1 - в)]« d^du Fn=KFJf,

Где 0,01...0,03 — коэффициент скольжения; К — запас сцепления;

1,25...1,5 для силовых передач; Кя 3 для передач приборов.

Коэффициент трения / во фрикционных передачах для разных случаев принимают:

Сталь по стали в масле 0,04...0,05;

Сталь по стали или чугуну без смазки 0,15...0,20;

Сталь по текстолиту или фибре без смазки/«0,2...0,3.

Формула (11.4) позволяет отметить, что сила прижатия катков фрикционной передачи велика. Например, принимая/=0,1 и К= 1,5, получаем ^„=15Fh тогда как в зубчатых передачах нагрузка в зацеплении примерно равна Ft.

Для передачи движения между валами с пересекающимися осями используют коническую фрикционную передачу (рис. 11.3). Угол £ между осями валов может быть разным, чаще всего он равен 90°. Без учета проскальзывания передаточное отношение

Учитывая, что D2=2Rsind29 a rf, = 2i? sin<51, для конической передачи получаем

Z'=sin (52/sin и при Z = <51 + <52=90°,

(11.6)

Z=Tg<52 = Ctg<5,.

Необходимые величины сил прижатия Ft и F2 определяют из уравнений

KF, =fFn =/F,/sin <5ь KF,=fF2/sm52.

Из формул (11.6) с учетом (11.5) следует, что с увеличением передаточного отношения уменьшается Fi и увеличивается F2. Поэтому в понижающих конических передачах прижимное устройство целесообразно устанавливать на ведущем валу.

(11.5)

Лобовой вариатор (см. рис. 11.2). Максимальное и минимальное передаточные отношения

*тах — п1 Mfrmn ^ ^2тах/D J

*'min = Щ/Щтах. ~ тш/d

Диапазон регулирования

3

(11.7) (11.8)

D = /щах/ W = ^2max/^2min = ^2 max/^2min*

Диапазон регулирования является одной из основных характеристик любого варианта.

Теоретически для лобового вариатора можно получить rf2min-*0, а 2)->оо. Практически диапазон регулирования ограничивают 2)^3. Это объясняется тем, что при малых d2 значительно возрастает скольжение и износ, а КПД понижается (см. § 11.3).

В отношении КПД и износостойкости лобовые вариаторы уступают другим конструкциям. Однако простота и возможность реверсирования обеспечивают лобовым вариаторам достаточно широкое применение в маломощных передачах приборов и других подобных устройствах. Для повышения диапазона регулирования применяют двухдисковые лобовые вариаторы с промежуточным роликом (см. рис. 11.7, б). В этих вариаторах получают D = 8...10.

1.  Критерии работоспособности и расчета фрикционной передачи;

Для фрикционных передач с металлическими катками основным критерием работоспособности является контактная прочность. Прочность и долговечность фрикционных передач оцениваются по контактным напряжениям — напряжениям смятия поверхности на площадке контакта. Расчет па прочность фрикционной передачи. Контактные напряжения передач с контактом по линии определяют по формуле Герца

 (2.2.5),

где Q — сила прижатия катков;

;

К — коэффициент запаса сцепления (коэффициент нагрузки), К= 1,25...2;
l— длина контактной линии; 

— приведенный радиус кривизны:, 

— приведенный модуль упругости,
- коэффициент Пуассона

1.  Расчет фрикционных передач на прочность;

Фрикционными называют передачи, в которых силовое взаимодействие жёстких

звеньев осуществляется за счёт сил трения. Их применяют для передачи движения

между валами с параллельными и пересекающимися осями, а также для преобразования

вращательного движения в поступательное или винтовое.

    Рабочие поверхности металлических катков фрикционных передач, работающих в

масле при жидкостном трении, разрушаются из-за усталостного выкрашивания под

действием переменных контактных напряжений, вызванных силой нажатия. Установлено,

что долговечность катков связана с максимальным контактным напряжениям Н,

определяемым по формуле Герца-Беляева,

где q- погонная нагрузка (нагрузка на единицу длины), Епр= 2 Е1Е2/(Е1+Е2)-

приведённый модуль упругости для материалов катков; rпр- приведённый радиус

кривизны поверхностей катков в точке контакта, rпр= r1r2/(r1+r2). Здесь Еi,

ri - модуль упругости и радиус кривизны соответствующего катка в точке контакта.

    В передачах, работающих без смазывания или при смазывании, но без

обеспечения режима жидкостного трения, выход катков из строя происходит из-за

их изнашивания, интенсивность которого пропорциональна величинам Н и

коэффициента трения f. Поэтому расчёт передач выполняют на основе условия

контактной прочности

где  [Н] - допускаемое контактное напряжение, принимают равным 800...1200 МПа

для металлической пары, а для катков из текстолита при работе без смазывания

оно равно 80... 100 МПа.

    При проектном расчёте в качестве первого расчётного параметра для передач

с гладкими цилиндрическими катками принимают межосевое расстояние, мм

где К- коэффициент запаса сцепления, принимаемый в пределах 1,25-1,5 в силовых

передачах и К=3 в приборах; T2 - вращающий момент ведомого катка, Н м,

u - передаточное отношение передачи, ba-коэффициент ширины b катка,

ba= b/a = 0,2...0,4 ; f- коэффициент трения, f=0,5 для пары катков из стали и

чугуна при работе в масле, f= 0,15...0,2 для той же пары при работе всухую,

f= 0,1...0,35 для пары сталь-текстолит или чугун-текстолит при работе всухую.

1.  Основные виды ременных передач. Силы в ременной передаче;

Виды ременных передач: а — открытая передача; б — перекрестная передача; в — полуперекрестная передача (со скрещивающимися валами); г — угловая передача (с направляющим роликом); д — передача с нажимным роликом;

е — передача со ступенчатым шкивом

Силы в ременной передаче.
где индексы «1» указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи. Если величину предварительного натяжения ремня сделать меньшей по сравнению с представленным в выражении (2.19), то произойдет буксование (проскальзывание) ремня, и переданная на выходной вал мощность уменьшится до величины, соответствующей фактическому значению силы предварительного натяжения. Если же силы предварительного натяжения ветвей будут больше оптимальной величины, необходимой для передачи заданной мощности, то возрастёт относительная доля мощности, затраченная на упругое скольжение ремня по шкивам, что также приведет к снижению мощности на выходном валу передачи, то есть к уменьшению её КПД. 

Аналогично, сила натяжения ведущей ветви составит

. (2.20)

Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги (). 

. (2.21)

Коэффициент тяги характеризует качество работы передачи. Его оптимальное значение нетрудно найти, используя выражение (2.18),

. (2.22)

Как видно из последнего выражения оптимальная величина коэффициента тяги не зависит ни от передаваемой мощности, ни от предварительного натяжения ремня, а только лишь от свойств фрикционной пары материалов, из которых изготовлены ремень и шкив, и от конструктивных параметров передачи. Численные значения 0 для ремней из различных материалов и угла охвата ремнем стального ведущего шкива, равного 180

1.  Критерии работоспособности и расчета ременных передач;

Критерии работоспособности и расчета. Основными критериями работоспособности ременных передач являются:тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с рекомендациями, выработанными практикой.

Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивах

Vx = 7и/1л1/60; V2=Nd2N2L60. (12.1)

Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать V2<Vx или

I*=*I(L - в), (12.2)

Где е — коэффициент скольжения*. При этом передаточное отношение

I=Nxln2=Vxd2L(V2Dx)=D2L[Dx (1-е)]. (12.3)

В дальнейшем показано, что величина е зависит от нагрузки, поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных рабочих нагрузках « 0,01...0,02. Небольшая величина е позволяет приближенно принимать

(12.4)

Геометрические параметры передачи. На рис. 12.2, а — межосевое расстояние; /? — угол между ветвями ремня; а — угол обхвата ремнем малого шкива. При геометрическом расчете известными обычно являются Du D2 и а, определяют угол а и длину ремня /. Вследствие вытяжки и провисания ремня а и / определяются приближенно:

А=180°—/?; Sin (Ji/2)=(D2 — Dx)/(2A).

1.  КПД и скольжение в ременной передаче;

передаточное отношение – отношение угловой скорости ведущего звена к угловой скорости ведомого звена: 
 
при u > 1, n1 > n2 – передача понижающая, или редуктор, 
при u < 1, n1 < n2 – передача повышающая, или мультипликатор; 
коэффициент полезного действия(КПД) 
, или , 
где Рr – мощность, потерянная в передаче. 
Одноступенчатые передачи имеют следующие КПД: фрикционные – 0,85…0,9; ременные – 0,90…0,95; зубчатые – 0,95…0,99; червячные – 0,7…0,9; цепные – 0,92…0,95; 
моменты на валах. 
Моменты Т1 (Н·м) на ведущем и Т2 на ведомом валах определяют по мощности (кВт) и частоте вращения (об./мин) или угловой скорости (с-1): 
,  или , 
где ω1 = . 
Связь между вращающими моментами на ведущем Т1 и ведомом Т2 валах выражается через передаточное отношение u и КПД η: 
Т2 = Т1 η u. 

1.  Расчет ременных передач по тяговой способности;

 Расчет ременной передачи по тяговой способности, КПД передачи

Тяговая способность повышается с увеличением угла охвата aj, коэффициента трения / ремня на шкиве, силы начального натяжения F0 и уменьшается с ростом скорости ремня ν, из-за действия центробежных сил, отрывающих ремень от шкива. Однако с ростом силы F0 нагрузка на валы возрастает, а долговечность ремня уменьшается. Это ограничивает предельное значение силы F(),

Расчет на тяговую способность основан на использовании кривых скольжения (рис. 14.8), которые строят в координатах коэффициент тяги — относительное скольжение. Коэффициент тяги

Он характеризует уровень нагруженное™ передачи вращающим моментом и не зависит от ее размеров. Отсюда можно определить

напряжения в ремне от окружной силы σ, = 2σ0φ.

ξ

1.  Геометрия и кинематика цепной передачи;

Геометрия и кинематика передачи.
U = ω1 / ω2 = z2 / z1

Vr = V0 cos γ

VB = V0 sin γ

γ = 1800 / z 

Vr – горизонтально 

составляющая

VB – вертикально

Составляющая
С уменьшением числа зубьев звездочки увеличивается скорость и сила ударов, возникают колебания передаточного отношения и увеличиваются динамические нагрузки в передаче.

Поэтому min число зубьев ограничено:

Z1min = 29 – 2 u z2 ≈ uz1 – втулочные и роликовые

Z2max ≤ 120 – для втулочных и роликовых

Z2max ≤ 140 – для зубчатых

Z1min на 20 …30% выше для зубчатых

Ориентировачно межосевое расстояние: а = (30…50) t

аmax ≤ 80 t, где t шаг цепи

Число звеньев цепи предварительно:
Zи= 2 a / t + ( z1 + z 2) / 2 + t ( z2 – z1 )2 /4π2 a
Длина цепи: L = zи t 

Окончательное межосевое расстояние:
a = 0.25 t [ zи – (z1 + z2) /2 + √[zи – (z1 + z2) /2 ]2 – 2 [(z2 – z1) /π]2

1.  Силы в цепной передаче;

Силы в ветвях цепи 

Ведущая ветвь цепи при работе передачи нагружена силой F1:

Окружная сила Ft , передаваемая цепью:

Силу F2 натяжения ведомой ветви цепи:

Натяжение F0 от собственной силы тяжести

при горизонтальном или близком к нему положении линии, соединяющей оси звездочек:

при вертикальном или близком к нему положении линии центров звездочек:

Натяжение цепи Fц от центробежных сил:

где q – масса 1 м цепи, кг/м; g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения; а – межосевое расстояние, м; f – стрела провисания ведомой ветви, м; v – скорость движения цепи, м/с

1.  Кинематика и динамика цепной передачи;

Движение ведомой звездочки определяется скоростью V2, периодические изменения которой сопровождаются непостоянством передаточного отношения и дополнительными динамическими нагрузками. Со скоростью V1 связаны поперечные колебания ветвей цепи и удары шарниров цепи о зубья звездочки, вызывающие дополнительные динамические нагрузки.

 С уменьшением числа зубьев z1 ухудшаются динамические свойства передачи.

 Удары вызывают шум при работе передачи и являются одной из причин выхода из строя цепи. Для ограничения вредного влияния ударов разработаны рекомендации по выбору шага цепи в зависимости от быстроходности передачи. При  некоторой частоте вращения может возникнуть явление резонанса колебаний цепи.

 В ходе работы возникает износ шарниров цепи за счет увеличения зазоров между валиком и втулкой, в результате цепь вытягивается.

 Срок службы цепи по износу зависит от межосевого расстояния, числа зубьев малой звездочки, давления в шарнире, условий смазки, износоустойчивости материала цепи, допустимого относительного износа

 С увеличением длины цепи увеличивается срок службы. При меньшем числе зубьев звездочки динамика ухудшается. Увеличение числа зубьев ведет к увеличению габаритов, уменьшается допустимый относительный зазор, который ограничивается возможностью потери зацепления цепи со звездочкой, а также уменьшением прочности цепи.

 Таким образом, с увеличением числа зубьев звездочки z  уменьшается допустимый относительный износ шарниров, и как следствие, уменьшается срок работы цепи  до потери зацепления со звездочкой.

 Максимальный срок службы с учетом прочности и способности к зацеплению обеспечивается выбором оптимального числа зубьев звездочки.

1.  Критерии работоспособности и расчета цепной передачи;

Основным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая износом шарниров.

При расчете передачи определяют нагрузочную способность цепи из условия:

Ft – окружная сила,  Н; А - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2 : для роликовых (втулочных) цепей А = d0В, где d0 – диаметр оси, мм; В – длина втулки, мм;  [р] – допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа; Kэ – коэффициент эксплуатации:

где Kд – коэффициент динамичности нагрузки; Kа – коэффициент межосевого расстояния; Kсм – коэффициент способа смазывания; Kн – коэффициент наклона передачи  к горизонту: чем больше наклон передачи к горизонту, тем меньше допустимый суммарный износ цепи; получают из компоновки привода; Kрег – коэффициент способа регулирования натяжения цепи; Kр – коэффициент режима работы.

1.  Геометрические и кинематические соотношения в винтовых механизмах;?

При вращении винта в случае неподвижной гайки любая его точка кроме вращ. движ-я вокруг оси винта совершает также и поступательное движ. по ней.

 l = p/2

Это соотношение явл статистической хар-ой винтового передаточного мех-ма. В ВМ с 2-мя винтовыми парами вместе с винтом 1 в том же направлении движется и гайка, но при вращ-и винта гайка 2 также перемещается относительно него с шагом р1. След-но, гайка(Г) Г2 в абсолютном движ-и по отношению к стойке 3 смещается на величину l = (1p1+ 2p2)/2, где 2 – угол поворота винта (В)1 вместе с гайкой (Г) 2 относительно стойки 3 1– угол поворота Г2 относительно В1

Т.к. угол поворота Г2 в абсолютном движении равен 0 , то  = 0, 1 = 2 = =>l = (р1  р2)/2

Полученное выражение явл. статической хар-ой винтового передаточного мех-ма с 2-мя винтовыми парами. «-» соответствует одинаковым направлениям винтовых линий на обоих участках (диф. мех-м). «+» - разным направлениям винтовых линий (интеграл.).

Передаточное отношение ВМ определяют путем дифференцирования по времени его статич. хар-ки. dl/dt = 2; d/dt = 1 = 1/r2; 2 = p/2; 1 = p/(2)(1/r2) = 1tg ; i = 1/2 = 1/tg  , где 1- окружная скорость точек винта, располож. на образующей цилиндра диаметром  d2, 2 – линейная скорость тех же точек. Практически = 20…25.

Т.к. векторы 1 и 2 взаимно, то во время работы винтовой пары происходит относит. скольжение рабочих боковых пов-тей винта и гайки. Скорость относит. скольжения S (рис. 8) направлена по касательной к винтовой линии и равна: S = (12 + 22)1/2 = 1/cos 

1.  Критерии работоспособности и расчета винтовых механизмов;?

К критериям работоспособности винтовых механизмов относятся прочность гаек, рукояток, штурвалов, винтов для стопорения гаек и других, дополнительных элементов.

3. Определение размеров винта и гайки

Расчет передачи винт гайка начинают с определения среднего диаметра резьбы (d2) по критерию износоустойчивости.

 (1)

где

F - расчетное усилие, Н;

YH = Hг / d - коэффициент высоты гайки, Нг - высота гайки, мм;

Рекомендуемое значение коэффициента высоты гайки 1,2...2,5.

Yh = h / P - коэффициент высоты резьбы, Yh = 0,5;

h - рабочая высота профиля резьбы, мм.;

Р - шаг резьбы, мм;

[р] - допускаемое давление в резьбе, МПа. [р] = 12 МПа.

мм. (2)

Полученное значение среднего диаметра резьбы d2 корректируется.

Параметры нестандартной прямоугольной (квадратной) резьбы согласовываются с возможностью ее изготовления на токарно-винторезных станках, поэтому шаг нарезки полученный по рекомендации: P = 0.22d2, следует скорректировать со значением шага любой стандартной резьбы (Приложение).

Принимаем: Р = 3, тогда

P = 3; d2 = D2 = 28,5;

Высоту гайки Н определяют по формуле (2), в зависимости от принятого значения коэффициента высоты гайки - YH.

Нг = YH × d2; Нг = 0,5 × 28,5 = 57 мм.

Число витков резьбы в гайке вычисляется по выражению:

Z = Hг / P; Z = 57/3 = 19.

Z < 10, следовательно выбранная резьба удовлетворяет нас.

1.  Виды валов и осей. Особенности конструкции;

Валы бывают прямые (гладкие или

ступенчатые), коленчатые, гибкие, полые

или сплошные. Полый вал при

/ 0,75 α = d0 d = (рис. 1) получается легче

сплошного на 50% при равной прочности

и жесткости. Оси разделяют на вращаю-

щиеся и неподвижные.

 Характерной особенностью валов является то,  что они работают при циклическом изгибе наиболее опасного симметричного цикла, который возникает вследствие того,  что вал, вращаясь, поворачивается к действующим изгибающим нагрузкам то одной, то другой стороной. При разработке конструкции вала должно быть обращено самое пристальное внимание на вы бор правильной его формы,  чтобы избежать концентрации на пряжений в местах переходов, причиной которых могут быть усталостные разрушения.  С этой целью следует избегать:
а) резких переходов сечений;
б) канавок и малых радиусов скруглений;
в) некруглых отверстий;
г) грубой обработки поверхности.

1.  Проектный расчет валов;

В различных узлах машин (в том числе в механических передачах) содержится ряд деталей, предназначенных для поддерживания вращающихся элементов зубчатых и червячных колёс, шкивов, звёздочек и т.д. Такие детали называются валами и осями. По конструкции оси и прямые валы мало отличаются друг от друга, но характер их работы существенно различен: оси являются поддерживающими деталями и воспринимают только изгибающие нагрузки; валы представляют собой звенья механизмов, передающие крутящие моменты и, помимо изгиба, испытывают кручение.

Нагрузки, воспринимаемые валами и осями, передаются на корпуса, рамы и станины через опорные устройства подшипники.

Части валов и осей, непосредственно соприкасающиеся с подшипниками, носят общее наименование «цапфы». Цапфу, расположенную на конце вала, называют шипом, а цапфу на средней части валашейкой. Цапфы, передающие на опоры осевые нагрузки, называют пятами.

Оси могут быть неподвижными или вращаться вместе с насаженными на них деталями. Валы при работе механизма всегда вращаются.

Признаками для классификации валов служат их назначение, форма геометрической оси, конструктивные особенности.

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие, то их обычно не учитывают.

Расчёт редукторных валов производится в два этапа:

1-й проектный (приближённый) расчёт валов на чистое кручение;

2-й проверочный (уточнённый) расчёт валов на выносливость по напряжениям изгиба и кручения.

Все валы выполнены из материала: Сталь 45;

?b = 750 мПа; ?T = 450 мПа;

На выходном конце вала установлена зубчатая муфта, а на входном конце установлена упругая втулочно - кольцевая муфта.

Допускается 2-ух кратная ᴨȇрегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:

T2 = T1*U*?з.п.*?п.к. = 699*3,4*0,97*0,99 = 2282 Н*м;

Fr = 2*Ft*tg ?/cos ? = 4500*tg 200/cos 00 = 1620 Н;

Радиальная нагрузка от муфты на выходном конце вала, с.263 [1]; FH = 5975 H;

Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 91 мм;

Устанавливаю размеры вала.

Диаметр в месте посадки колеса dk = 95 мм;

Диаметр в месте посадки втулки db = 90 мм;

Диаметр в месте посадки подшипников dп = 90-5 = 85 мм;

Диаметр в месте посадки муфты dм = 85 - 5 = 80 мм;

Расчет был произведен для вала тихоходной ᴨȇредачи.

Расчитываем промежуточный вал.

Допускается 2-ух кратная ᴨȇрегрузка: крутящий момент и радиальная сила, действующая на вал.

T2 = T1*U*?з.п.*?п.к. = 191*3,8*0,97*0,99 = 700 Н*м;

Fr = 2*Ft*tg ?/cos ? = 4500*tg 200/cos 00 = 1620 Н;

Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 70 мм;

Устанавливаю размеры вала.

Диаметр в месте посадки колеса dk = 80 мм;

Диаметр в месте посадки подшипников dп = 80-5 = 75 мм;

Расчитаем вал быстроходной ᴨȇредачи.

Допускается 2-ух кратная ᴨȇрегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:

T2 = T1*U*?з.п.*?п.к. = 48*4,1*0,97*0,99 = 189 Н*м;

Fr = 2*Ft*tg ?/cos ? = 4500*tg 200/cos 00 = 1620 Н;

Определяю средний диаметр вала; d = 43 мм;

Устанавливаю размеры вала.

Диаметр в месте посадки колеса dk = 50 мм;

Диаметр в месте посадки подшипников dп = 50-5 = 45 мм;

Входной вал не расчитывается. Диаметр вала принимаем равным 40мм.

Диаметр посадки подшибников dп = 40 - 5 = 35 мм.

Диаметр в месте посадки муфты равен диаметру вала электродвигателя 4А112МВ8УЗ, тоесть равен 32мм.

1.  Проверочный расчет валов;

Расчёт вала на усталостную прочность.

Исходные данные: Крутящий момент: Т=780 Н*м;

Количество оборотов: n=2600 об/мин;

Окружная сила: Ft=6084 H;

Радиальная сила: Fr=1095 H;

Осевая сила: Fa=1883 Н.

Циклограмма нагружений такая же, как при расчётеконической зубчатой передачи.

Принимаем материал вала:

сталь 40Х ГОСТ 4543-71 НВ>270, 

Определение реакций опор:

1.  Подшипники скольжения. Общие сведения и классификация;

Подшипники скольжения – это опоры вращающихся деталей, работающие при относительном скольжении цапфы по поверхности подшипника.

Достоинства подшипников скольжения:

1.  малые габариты в радиальном направлении;
2.  возможность работы при высоких скоростях вращения и нагрузках, в воде и в агрессивных средах;
3.  обеспечение высокой точности установки валов;
4.  малая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам;
5.  незаменимость в случаях, когда по условиям сборки подшипник должен быть разъемным (на шейках коленчатых валов).

Недостатки:

1.  выше, чем у подшипников качения, потери мощности на трение;
2.  более сложная смазочная система;
3.  необходимость использования дефицитных материалов.
4.  Область применения подшипников скольжения в современном машиностроении сократилась в связи с распространением подшипников качения. Однако значение подшипников скольжения в современной технике не снизилось. Их применяют очень широко, и в целом ряде конструкций они незаменимы. К таким подшипникам относятся: 1) разъемные подшипники, необходимые по условиям сборки, например для коленчатых валов; 2) высокоскоростные подшипники (V>30 м/с), в условиях работы которых долговечность подшипников качения резко сокращается (вибрации, шум, большие инерционные нагрузки на тела качения); 3) подшипники прецизионных машин, от которых требуется особо точное направление валов и возможность регулировки зазоров; 4) подшипники, работающие в особых условиях (воде, агрессивных средах и т. п.), в которых подшипники качения неработоспособны из-за коррозии; 5) подшипники дешевых тихоходных механизмов и некоторые другие.
5.  Условия работы и виды разрушения подшипников скольжения;

Условия работы и виды разрушения подшипников скольжения
Вращению цапфы в подшипнике противодействует момент сил трения. Работа трения нагревает подшипник и цапфу. От поверхности трения теплота отводится через корпус подшипника и вал, а также уносится смазывающей жидкостью. Для любого установившегося режима работы подшипника существует тепловое равновесие: теплоотдача равна тепловыделению. При этом устанавливается определенная температура. Чем больше тепловыделение и хуже условия теплоотдачи, тем выше температура теплового равновесия. Эта температура не должна превышать некоторого предельного значения, допускаемого для данного материала подшипника и сорта масла. С повышением температуры понижается вязкость масла и увеличивается вероятность заедания цапфы в подшипнике. В конечном результате заедание приводит к выплавлению вкладыша. Перегрев подшипника является основной причиной его разрушения.
Работа подшипника сопровождается износом вкладыша и цапфы, что нарушает правильную работу механизма и самого подшипника. Если износ превышает норму, то подшипник бракуют. Интенсивность износа, связанная также с работой трения, определяет долговечность подшипника.

Подшипники скольжения могут выйти из строя по следующим причинам:

1. Абразивный износ является результатом работы подшипников скольжения в условиях граничного (полупускового) трения, а также следствием попадания со смазкой абразивных частиц.

2. Задир или заедание возникают при перегреве из-за понижения вязкости масла: масляная пленка местами разрывается, образуется металлический контакт с температурными пиками. Причиной заедания могут служить перекосы валов, а также перегрузки, которые тоже приводят к выдавливанию смазки.

3. Усталостное выкрашивание поверхности происходит довольно редко и в основном характерно при действии нагрузок по отнулевому (пульсирующему) циклу.

4. Коррозия рабочих поверхностей.

Критериями работоспособности подшипников в условиях несовершенной смазки (граничная и полужидкостная) является износостойкость и сопротивление заеданию.

Для жидкостного трения таким критерием является сохранение минимальной толщины масляного слоя при заданных режимах работы (угловая скорость, удельное давление, температура и вязкость масла).

1.  Трение и смазка подшипников скольжения;

Режимы трения и критерии расчета. Выше отмечено, что работа трения является основным показателем работоспособности подшипника. Трение определяет износ и нагрев подшипника, а также его КПД. Для уменьшения трения подшипники скольжения смазывают. В зависимости от режима работы подшипника в нем может быть полужидкостное или жидкостное трение. Схематизированное представление об этих режимах дает рис. 16.3.

При жидкостном трении рабочие поверхности вала и вкладыша разделены слоем масла, толщина Hкоторого больше суммы высот Rz шерховатостей поверхностей (на рис. 16.3 разделяющий слой масла изображен толстой линией):

H>Rzl+Ra. (16.1)

При этом условии масло воспринимает внешнюю нагрузку, предотвращая непосредственное соприкасание рабочих поверхностей, т. е. их износ. Сопротивление движению в этом случае определяется только внутренним трением в слое масла. Коэффициент жидкостного трения находится в пределах 0,001...0,005 (что может быть меньше коэффициента трения качения).

При полужидкостном трении условие (16.1) не соблюдается, В подшипнике будет смешанное трение — одновременно жидкостное и граничное. Граничным называют трение, при котором трущиеся поверхности покрыты тончайшей пленкой масла, образовавшейся в результате действия молекулярных сил и химических реакций активных молекул масла и материала вкладыша. Способность масла к образованию граничных пленок (адсорбции) называют мас
лянистостью (липкостью, смачиваемостью). Граничные пленки устойчивы и выдерживают большие давления. Однако в местах сосредоточенного давления они разрушаются, происходит соприкасание чистыхМасло Вкладыш поверхностей металлов, их схваты

Вание и отрыв частиц материала при относительном движении. Полужид - Рис. 1б. з костное трение сопровождается из

Носом трущихся поверхностей даже без попадания внешних абразивных частиц. Коэффициент полужидкостного трения зависит не только от качества масла, но также и от материала трущихся поверхностей. Для распространенных антифрикционных материалов коэффициент полужидкостного трения равен 0,008...0,1.

Для работы подшипника самым благоприятным режимом является режим жидкостного трения. Образование режима жидкостного трения является основным критерием расчета большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания.

Основы теории жидкостного трения. Исследование режима жидкостного трения в подшипниках основано на гидродинамической теории смазки*. Эта теория базируется на решениях дифференциальных уравнений гидродинамики вязкой жидкости, которые связывают давление, скорость и сопротивление взякому сдвигу.

1.  Практический расчет подшипников скольжения;

К таким подшипникам относятся подшипники грубых тихоходных механизмов, машин с частыми пусками и остановками, неустановившимся режимом нагрузки, плохими условиями подвода масла и т. п. Эти подшипники рассчитывают:

(16.10)

А) по условному давлению — подшипники тихоходные, работающие кратковременно с перерывами:

(16.9)

Б) по произведению давления на скорость — подшипники средней быстроходности:

PV^[PV],

Где Fr — радиальная нагрузка на подшипник; D — диаметр цапфы (вала); / — длина подшипника; V — окружная скорость цапфы.

Расчет по [Pv] в приближенной форме предупреждает интенсивный износ, перегрев и заедание. Допускаемые величины [р] и [Pv], Определенные из опыта эксплуатации подобных конструкций, приведены в табл. 16.1.

Расчет радиальных подшипников жидкостного трения*. Решение уравнений гидродинамики в приложении к радиальным подшипникам усложняется наличием течения масла через зазоры по краям подшипника. Приходится решать трехмерную, а не двухмерную задачу. Учитывая, что физика образования режима жидкостного трения нами уже выяснена, в дальнейшем используем готовые решения (см., например, [39]).

Для нагрузки подшипника имеем зависимость

Fr=Qia>/xl/2)ldCF,

"Расчет подпятников жидкостного трения см. [39].

Где со — угловая скорость цапфы; IL/=S/d—относительный зазор в подшипнике (см. рис. 16.5); CF — безразмерный коэффицинт на- груженности подшипника. Из формулы (16.11) имеем

CF=F^2/(jicold) = рф2/(цсо).

1.  Конструкции и материалы подшипников скольжения;

Конструкция подшипников скольжения

Развитие техники привело к созданию разных видов подшипников:

1.  гидродинамические подшипники скольжения (между трущимися телами находится смазка),
2.  подшипники, производящие работу в условиях сухого трения (отсутствие смазки между телами),
3.  пористые подшипники скольжения (пропитанные смазкой).

В гидродинамических подшипниках материалом для поверхности трения служил баббит (сплав свинца с оловом). Впоследствии, баббитовую поверхность заменили сменными деталями – «вкладышами», являющимися стальной изогнутой лентой с использованием антифрикционного слоя (бронзы, олова, алюминия или сплава свинца с оловом). Такой масляный клин, разделяющий трущиеся поверхности, уменьшил износ деталей и силу трения.

Также используют подшипники (втулки), использующиеся в узлах с малой нагрузкой. Эти подшипники разделяются на две группы, исходя из условий работы: работающие в условиях сухого трения и пористые. Развитие технологии полимеров обусловило улучшение антифрикционных свойств подшипников этой группы. Первыми появились металлополимерные, и уже затем полимерные втулки.

Материалы

Сегодня признаны самими перспективными втулки, состоящие из волокон угле-пластика в связке с фторопластом или полиамидом. Роль каркаса выполняет угле-пластик, а функцию сухой смазки – фторопласт.

Также не сдает свои позиции металлокерамика. В этой технологии используют бронзографит, пористый железо-графит, пористое железо, металлополиоксиметилен, металлополитетрафторэтилен. Одним из главных преимуществ втулок и вкладышей из металлокерамики является пористость, что позволяет накапливаться смазке. Стоит отметить, что металлополитетрафторэтилен способен обеспечить работу и без использования смазки.

1.  Подшипники качения, общие сведения и классификация;

Подшипники качения – это опоры вращающихся или качающихся деталей, использующие элементы качения (шарики или ролики) и работающие на основе трения качения.

Основные детали подшипников качения.

Подшипники качения состоят из следующих деталей:

1 – наружного кольца с диаметром D;

2 – внутреннего кольца с диаметром отверстия d и шириной B;

3 – тел качения c диаметром Dw (шариков или роликов), которые катятся по дорожкам качения колец;

4 – сепаратора, отделяющего и удерживающего тела качения в собранном состоянии.

1.  Критерии работоспособности подшипников качения;

Характер и причины отказов подшипников качения:

1. Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей колец и тел качения в виде раковин или отслаивания под действием переменных контактных напряжений. Его обычно наблюдают после длительной работы. Сопровождается повышенным шумом и вибрациями.

2. Смятие рабочих поверхностей дорожек и тел качения (образование лунок и вмятин) вследствие местных пластических деформаций под действием ударных или значительных статических нагрузок.

3. Абразивное изнашивание вследствие плохой защиты подшипника от попадания абразивных частиц.

4. Разрушение сепараторов от действия центробежных сил и воздействия на сепаратор разноразмерных тел качения.

5. Разрушение колец и тел качения из-за перекосов колец или действия больших динамических нагрузок.

Основными критериями работоспособности являются:

1.  долговечность по динамической грузоподъемности (рассчитывают подшипники с частотой вращения кольца n ≥ 1 об/мин);
2.  статическая грузоподъемность (рассчитывают невращающиеся и медленно вращающиеся подшипники с частотой вращения кольца n ≤ 1 об/мин)

1.  Практический расчет (подбор) подшипников качения;

Основные критерии работоспособности и расчета. Можно отметить следующие основные причины потери работоспособности подшипников качения.

Усталостное выкрашивание наблюдается у подшипников после длительного времени их работы в нормальных условиях.

Износ наблюдается при недостаточной защите от абразивных частиц (пыли и грязи). Износ является основным видом разрушения подшипников автомобильных, тракторных, горных, строительных и многих подобных машин.

Разрушение сепараторов дает значительный процент выхода из строя подшипников качения, особенно быстроходных.

Раскалывание колец и тел качения связано с ударными и вибрационными перегрузками, неправильным монтажом, вызывающим перекосы колец, заклинивание и т. п. При нормальной эксплуатации этот вид разрушения не наблюдается.

Остаточные деформации на беговых дорожках в виде лунок и вмятин наблюдаются у тяжелонагруженных тихоходных подшипников.

Современный расчет подшипников качения базируют только на двух критериях:

1) Расчет на статическую грузоподъемность по остаточным деформациям;

2) Расчет на ресурс (долговечность) по усталостному выкрашиванию. Расчеты по другим критериям не разработаны, так как эти критерии связаны с целым рядом случайных факторов, трудно поддающихся учету.

Стандартом ограничены число типов и размеров подшипников. Это позволило рассчитать и экспериментально установить грузоподъемность (работоспособность) каждого типоразмера подшипников.

При проектировании машин подшипники качения не конструируют и не рассчитывают, а подбирают из числа стандартных по условным формулам. Методика подбора стандартных подшипников также стандартизована.

Ниже излагается методика выбора подшипников, принятая отечественными стандартами и международной организацией по стандартизации ИСО (см. каталог-справочник [28]).

Различают подбор подшипников по динамической грузоподъемности для предупреждения усталостного разрушения (выкрашивание), по статической грузоподъемности для предупреждения остаточных деформаций.

Выбор подшипников по динамической грузоподъемности С (по заданному ресурсу или долговечности) выполняют при частоте вращения л^ 10 мин" При п от 1 до 10 мин"1 в расчет принимают /2=10 мин"1.

1.  Назначение, классификация и особенности работы муфт;

Муфты служат для постоянного или периодического соединения двух соосных валов и для передачи при этом вращения от одного вала другому.

Различают следующие муфты: постоянные, служащие для постоянного соединения валов; сцепные, соединяющие и разъединяющие валы во время работы; предохранительные, предотвращающие аварии при внезапном превышении нагрузок; муфты обгона, передающие вращение только в одном направлении.

Постоянные муфты применяют в тех случаях, когда нужно соединить два вала, которые в процессе работы не разъединяются. При этом валы могут быть соединены жестко или при помощи упругих элементов. Сцепные муфты применяются для периодического соединения валов, например, в приводе главного движения или приводе подач станков.

В станках часто применяются сцепные кулачковые муфты в виде дисков с торцовыми зубьями-кулачками (рис. 33, д) и зубчатые муфты, устройство которых показано на рис. 33, е. Недостатком изображенных сцепных муфт является то, что при больших разностях скоростей вращения ведущего и ведомого элементов муфты включить практически нельзя.

Фрикционные муфты имеют то же назначение, что и кулачковые, но они свободны от недостатка, присущего кулачковым муфтам, т. e. фрикционные муфты можно включать при любых разностях скоростей вращения элементов муфты. У фрикционных муфт при перегрузках ведомое звено может проскальзывать и тем самым предотвращать аварию. Наличие нескольких поверхностей трения дает возможность передавать значительные крутящие моменты при относительно малых величинах давления на поверхностях трения дисков.

1.  Конструкция и расчет упругих муфт.

Ведущая и ведомая полумуфты в виде круглых дисков (1), которые своими ступицами (2) установлены на концах валов с использованием шпоночного соединения (3). Оба диска соединены болтами (4). В одном из дисков между болтом и отверстием вложены резиновые втулки (5). Резиновые втулки могут сглаживать вибрации и колебания, которые возникают на приводном валу и в некоторой степени компенсировать динамические нагрузки во время запуска и торможения.

Расчёт муфт

Работоспособность МУВП определяется прочностью пальцев и резиновых втулок. Проверочный расчёт резиновых втулок выполняют по условиям ограничения давления на поверхности их контакта с пальцами, а самих пальцев — по условиям прочности на изгиб.

Нагрузка, приходящаяся на один палец, определяют по формуле

Fп = 2Mр/(D•z),

де D — диаметр окружности, по которой расположены пальцы;

z — количество пальцев в муфте (обычно принимают z = 4…8).

Условие прочности втулок муфты:

p = Fп /(dп•lв) ≤ [p].

Условие прочности пальцев на изгиб:

σ = M/W0 = 2Fп(0,5 lв + с)/(πdп3) ≤ [σ].

В этих уравнениях:

dп — диаметр пальца;

lв — длина втулки;

с — осевой зазор между полумуфтами.

Допустимое давление для резины принимают [р] = (2,0…2,5) МПа, а допустимое напряжение изгиба для пальцев [σ] = (60…70) МПа. Если МУВП работает в условиях радиального смещения валов, то возникает добавочная радиальная нагрузка на валы. Усреднённое значение этой нагрузки можно определить по соотношению Fm = (0,5…0,6)Mр/D.

Работа МУВП сопровождается потерями энергии, которые можно оценить КПД =0,96…0,98.

 

1. Квалификационные требования к инженеру-строителю специальности Теплогазоснабжение и вентиляция
2. Лекция Сущность языка
3. Источники и этапы формирования японского традиционного искусства гэйдо
4. ом столетии гиперзвуковой самолет может открыть новую эру проектировки самолета
5. Птицефабрика реализует свою продукцию в собственной сети магазинов
6. Энергия мера способности тела или системы совершать работу; это общая количественная мера различных фор.html
7. .Рахунки 80 і 81 щодо балансу належать до- аактивних; 2.
8. В каких словах предложения количество букв и звуков не одинаковое Каштанка съела много но не наела
9. Об обществах с ограниченной ответственностью.html
10. тема педагогических наук
11. БЕЛГОРОДСКИЙ РАЙОН ПОСЕЛКОВОЕ СОБРАНИЕ ГОРОДСКОГО ПОСЕЛЕНИЯ ПОСЕЛОК РАЗУМНОЕ ТРЕТЬЕГО СОЗЫВА
12. Земля воды Грэм Свифт Земля воды OCR Wlery http---www
13. Bitru- Красота и мозг
14. ТЕМА 11. ФИНАНСЫ И ФИНАНСОВАЯ СИСТЕМА.html
15. Эпоха дворцовых переворотов Ключевский Историей этой эпохи как и эпохой Петра занимались десятки исто
16. аналог давно существующего в библиотечном деле понятия картотеки английское слово file и означает картотеку.html
17. Тайна волшебных превращений веселая программа сладкие подарки и много сюрпризов Начало программ в 11.html
18. Введение 2
19. Ремонт приводов
20. Трансформация художественных канонов в эпоху Возрождения.html

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе