Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
1. Теоретические вопросы
1.Основные разделы дисциплин, изучаемых в данном курсе ,их краткая характеристика.
Включает в себя три раздела:
2.Основные вопросы ,рассматриваемые в теоретической механике ,их краткая характеристика.
Теоретическая механика – наука о механическом движении материальных твердых тел и их взаимодействии.
Подразделяется на статику, кинематику и динамику.
Статика – изучает условия относительного равновесия механических систем. Для осуществления равновесия необходимо определенное соотношение сил, поэтому в статике изучаются общие свойства сил, правила замены сил другими силами, эквивалентными с точки зрения равновесия.
Кинематика –изучает механическое движение без учета сил, вызывающих это движение или влияющих на него. Таким образом, устанавливаются некоторые количественные меры движения с чисто геометрической точки зрения.
Динамика – изучает механическое движение в связи с действующими силами на объект движения. Таким образом, изучается связь между движением и действующими силами
Занимается изучением абстрактных моделей тел: материальной точки и абсолютно твердого тела.
3.Статика. Основные определения и аксиомы статики.
Статика – это раздел теоретической механики, в которой изучаются методы эквивалентных преобразований систем сил и устанавливаются условия равновесия сил, приложенных к твердому телу.
При изучении равновесия используют принцип неизменности геометрических форм и размеров твердых тел, поскольку их изменение под действием сил обычно мало по сравнению с первоначальными размерами. Поэтому в статике материальные тела считают абсолютно твердыми.
Понятие «сила» в механике является одним из важнейших. Силой называется векторная величина, являющаяся мерой механического воздействия одного материального тела на другое. Векторная сила характеризуется числовым значением, или модулем, и направлением действия. Единицей измерения силы является 1 ньютон (1Н). Прямая, вдоль которой направлена сила, называется линией действия силы.
Приведем основные определения статики.
Системой сил называется совокупность сил, действующих на твердое тело.
Если систему сил, действующих на свободное твердое тело, можно заменить другой системой, не изменяя при этом механического состояния тела, то такие две системы сил называются эквивалентными.
Система сил, под действием которой свободное тело может находиться в покое, называется уравновешенной, или эквивалентной нулю.
Если система сил эквивалентна одной силе, то эта сила называется равнодействующей данной системы сил.
Силы, действующие на данное тело или систему тел, можно разделить на внешние – силы, силы, действующие на данную систему со стороны других тел, не входящих в рассматриваемую систему, и внутренние – силы, с которыми действуют друг на друга тела, входящие в рассматриваемую систему.
Механической системой называется любая совокупность взаимодействующих материальных точек. Статика базируется на основных законах, принимаемых без математических доказательств и называемых аксиомами статики.
Аксиома 1. Если на свободное твердое тело действуют две силы, то тело может находиться в равновесии только тогда, когда эти силы равны по модулю, действуют по одной прямой в противоположные стороны..
Аксиома 2. Действие данной системы сил на абсолютно твердое тело не изменяется, если к ней добавить или от нее отнять уравновешенную систему сил.
Аксиома 3. При всяком действии одного материального тела на другое со стороны другого тела имеется противодействие, такое же по величине, но противоположное по направлению.
Аксиома 4. Две силы, приложенные к твердому телу в одной точке, имеют равнодействующую, приложенную в той же точке и изображаемую диагональю параллелограмма, построенного на этих силах как на сторонах.
Аксиома 5. Механическое состояние не изменится, если освободить ее от связей, приложив к точкам системы силы, равные реакциям связей. Эту аксиому называют аксиомой о связях.
Материальные тела, ограничивающие перемещение данного тела в пространстве, называют связями.
Сила, с которой связь действует на тело, препятствуя его перемещениям, называется силой реакцией связи, или просто реакцией связи. Реакция связи направлена в сторону, противоположную той, куда связь не дает перемещаться телу.
4.Плоская система сходящихся сил. Графический и аналитический метод.
Система сил, линии действия которых лежат в одной плоскости и пересекаются в одной точке, называется плоской системой сходящихся сил. (ПССС)
Находится с помощью многоугольника сил (пример построения). FΣ = F1 + F2 + F3 + F4
Если ПССС находится в равновесии, многоугольник сил этой системы замкнут.
Это отрезок оси, отсекаемый перпендикулярами, опущенными на ось из начала и конца вектора.
Fx = F cos α.
Fу = F sin α.
Если 0<α<900, то Fx > 0;
Если 900<α<1800, то Fx < 0;
Если α =900, то Fx = 0;
Если α<1800, то Fx = - F.
Величина равнодействующей равна геометрической сумме векторов сил системы.
FΣx = ΣFkx; FΣy = ΣFky; F = √ F2Σx + F2Σy.
Направление определяется углами αх и αу:
Cos αх = FΣx/FΣ; Cos αe = FΣe/FΣ;
Порядок выполнения расчета:
Плоская система сходящихся сил находится в равновесии,
если алгебраическая сумма проекций всех сил системы на любую ось равна нулю:
ΣFkx = 0, ΣFky = 0.
5. Пара сил. Равнодействующая сил. Момент пары. Условие эквивалентности пар
Парой сил называется система двух равных по модулю, параллельных и направленных в противоположные стороны сил, действующих на абсолютно твердое тело.
Плечом пары сил d называется кратчайшее расстояние между линиями действия сил пары.
Моментом пары сил называется вектор , модуль которого равен произведению модуля одной из сил пары на ее плечо и который направлен перпендикулярно плоскости действия сил пары в ту сторону, откуда пара видна стремящейся повернуть тело против хода часовой стрелки.
Теорема о сумме моментов пары сил. Сумма моментов сил, входящих в состав пары, относительно любой точки не зависит от выбора этой точки и равна моменту этой пары сил.
Две пары сил называются эквивалентными, если их действие на твердое тело одинаково при прочих равных условиях.
Теорема об эквивалентности пар сил. Пару сил, действующую на твердое тело, можно заменить другой парой сил, расположенной в той же плоскости действия и имеющий одинаковый с первой парой момент.
Доказательство: Пусть на твердое тело действует пара сил .
Перенесем силу в точку , а силу в точку . Проведем через точки две любые параллельные прямые, пересекающие линии действия сил пары. Соединим точки отрезком прямой и разложим силы в точке и в точке по правилу параллелограмма.
Равнодействующая сила F0 - сила, заменяющая собой действие всех остальных сил, приложенных к телу. Вместо множества сил, тянущих тело в разные стороны, удобно использовать одну силу - равнодействующую.
Равнодействующую силу находят сложением векторов всех сил, приложенных к телу. Иногда сложение векторов сил удобно заменить сложением их проекций на кооринаты оси.
6.Плоская система произвольно расположенных сил. Уравнения статики для пространственной и плоской системы сил.
Силу можно перенести параллельно линии ее действия, при этом нужно добавить пару сил с моментом, равным произведению модуля силы на расстояние, на которое перенесена сила.
Все силы переносят в одну точку – точку приведения, добавляя, согласно теореме Пуансо, пару сил. Образующую систему сил заменяем одной силой – главным вектором системы:
Fгл = ΣFk; - главный вектор равен геометрической сумме векторов произвольной системы сил.
Fглх = ΣFkх; Fглу = ΣFkу; Fгл = √ F2глх + F2глу.
Образующую систему пар заменяем одной эквивалентной парой – главным моментом системы.
МглО = ΣmО(Fk) – главный момент системы сил равен алгебраической сумме моментов сил системы относительно точки приведения.
Точка, относительно которой главный момент равен нулю, является точкой приложения равнодействующей этой системы сил.
FΣ = Fгл.
Точка приложения определяется по формуле:
d = Mгл/Fгл;
где d – расстояние от точки приведения до точки приложения FΣ.
Частные случаи приведения системы сил к точке:
Для того, чтобы твердое тело под действием произвольной плоской системы сил находилось в равновесии, необходимо и достаточно, чтобы алгебраическая сумма проекций всех сил системы на оси координат равнялись нулю и алгебраическая сумма моментов всех сил системы относительно любой точки равнялась нулю.
|
{ |
ΣFkх = 0; |
} |
|
|
ΣFkу = 0; |
|||
|
ΣmА(Fk) = 0; |
Уравнения моментов |
||
|
ΣmВ(Fk) = 0; |
|||
|
ΣmС(Fk) = 0. |
Три формы уравнений равновесия:
Первая: Вторая: Третья:
|
{ |
ΣFkх = 0; |
{ |
ΣFkу = 0; |
{ |
ΣmА(Fk) = 0; |
|
ΣFkу = 0; |
ΣmА(Fk) = 0; |
ΣmВ(Fk) = 0; |
|||
|
ΣmА(Fk) = 0; |
ΣmВ(Fk) = 0; |
ΣmС(Fk) = 0. |
7. Опорные устройства балочных систем. Классификация нагрузок.
Балочные системы.
Виды нагрузок:
Балка – конструктивная деталь в виде прямого бруса, закрепленного на опорах и изгибаемая приложенными силами.
Разновидности опор балочных систем:
Классификация нагрузок.
1)Статическая - не меняется со временем; при действии статической нагрузки производится расчёт на прочность.( рис.а)
2) Повторно-переменные нагрузки многократно меняют значение или значение и знак; действие таких нагрузок вызывает усталость материала.
3) Динамические нагрузки меняют свое значение в короткий промежуток времени; вызывают большие ускорения и силы инерции, что приводит к внезапному разрушению конструкции.(рис.в)
8.Кинематика. Кинематические характеристики простейших видов движений.
Кинематика –изучает механическое движение без учета сил, вызывающих это движение или влияющих на него. Таким образом, устанавливаются некоторые количественные меры движения с чисто геометрической точки зрения.
Основные понятия.
Уравнение траектории: у = f(х).
Направлена в любой момент времени по касательной к траектории в сторону направления движения.
Раскладывается на нормальное (аn = v2/r), и касательное (аt = dv/dt = v/ = S//) : а = √аn2 + аt2.
Все точки тела движутся одинаково, поэтому рассматривается движение центра масс.
Описывается угловыми параметрами:
ω] = рад/с. ω = dφ/dt;.
ω = 2πn/60 = πn/30.
φ = φ0 + ωt ω =const
ε = const, φ = φ0 + ω0 t + εt2/2, ω = ω0 + εt.
φ = φ0 + ω0 t + εе2/2. ω = ω0 + εt. ε = const
9. Скорости и ускорения точек вращающегося твердого тела
Вращением твердого тела вокруг неподвижной оси назывется такое движение тела , при котором в теле найдутся по крайней мере две точки, которые все время движения будут оставаться неподвижными. Прямая, проведенная через эти точки называется осью вращения твердого тела.
Вращательное движение твердого тела определено, если задан как функция времени угол, на который поворачивается плоскость, проходящая через ось вращения и какую-нибудь точку вращающегося тела:
где - непрерывная дважды дифференцируемая функция времени.
Алгебраическая угловая скорость вращения тела
.
Угловую скорость можно определить и как вектор, расположенный на оси вращения и равный , где - единичный вектор, задающий положительное направление оси вращения. Численное значение угловой скорости равно модулю вектора :
.
Единица измерения в СИ - рад/с.
Изменение угловой скорости тела во времени характеризуется угловым ускорением.
Алгебраическим угловым ускорением тела называется первая производная от алгебраической угловой скорости или вторая производная по времени от угла поворота вокруг неподвижной оси:
.
Как векторную величину угловое ускорение можно определить так:
.
Проекция углового ускорения на ось вращения
,
т.е. она равна алгебраическому угловому ускорению тела, если положительные направления отсчета угла и оси соответствуют правой декартовой системе координат. Значение (модуль) углового ускорения
.
Единица измерения углового ускорения в СИ - рад/с2.
Векторы и являются скользящими векторами, расположеными на оси вращения тела. Вращательное движение называется ускоренным, если и замедленным, если , при тело вращается равномерно, в этом случае .
Скорость точки А определим в виде (рис.2). В данном случае , так что поскольку , то В итоге получаем
,
которая называется векторной формулой Эйлера.
Модуль скорости точки определятся как Скорости точек при вращении вокруг неподвижной оси направлены по касательной к окружности радиусом в соответствии с направлением угловой скорости тела.
Ускорение точки А тела Здесь
следовательно
Рис.2
Слагаемые в правой части представляют собой касательную и нормальную составляющие ускорения точки.
Молуль касательного ускорения равен
Вектор всегда направлен по нормали к траектории точки в сторону ее вогнутости (к оси вращения тела). Модуль нормального ускорения точки
Полное ускорение точки тела, вращающегося вокруг неподвижной оси,
.
Его численное значение (модуль) определяется по формуле:
Таким образом, модули скоростей и ускорений точек тела, вращающегося вокруг неподвижной оси, прямопропорциональны кратчайшему расстоянию от них до оси вращения, причем, чем дальше находится точка от оси вращения, тем больше ее скорость иускорение.
Так как траектории точек вращающегося тела – окружности, при определении скорости и ускорения удобно воспользоваться естественным способом задания движения (рисунок 1.5). Дуговая координата, определяющая положение точки на траектории, связана с углом поворота равенством:
s = φR . Отсюда:
Рис. 1.5
Скорость ν = νττ еще называют линейной или окружной скоростью. Она направлена по касательной к траектории движения точки.
Ускорение (рисунок 1.6) определяется как сумма касательного и нормального ускорений:
модуль ускорения
Рис. 1.6
Угол α, образованный вектором ускорения точки с радиусом окружности OM, для всех точек тела в любой момент времени одинаков,
Касательное и нормальное ускорения при вращательном движении твердого тела также называют соответственно вращательным и центростремительным:
10. Способы передачи вращательного движения. Классификация механизмов.
Механическая передача — механизм, служащий для передачи и преобразования механической энергии от энергетической машины до исполнительного механизма (органа) одного или более, как правило с изменением характера движения (изменения направления, сил, моментов и скоростей). Как правило, используется передача вращательного движения.
Классификация.
Передачи зацепления:
Цилиндрические зубчатые передачи - отличаются надёжностью и имеют высокий ресурс эксплуатации. Обычно применяются при особо сложных режимах работы, для передачи и преобразовывания больших мощностей. Цилиндрические передачи бывают прямозубыми, косозубыми и шевронными.
Прямозубые цилиндрические передачи легко изготавливать, но при их работе возникает высокий шум, они создают вибрацию и из-за этого быстрее изнашиваются.
Косозубчатые цилиндрические передачи обладают хорошей плавностью работы, низким уровнем шума и хорошими эксплуатационными характеристиками. Существенный недостаток - возникают осевые силы, из-за которых приходится делать более жёсткую конструкцию корпуса редуктора.
Шевронные цилиндрические передачи обладают крайне высокой плавностью работы. Шестерни этих передач представляют собой сдвоенные косозубые шестерни, но они имеют больший угол зубьев, чем косозубые. Стоимость изготовления шевронных зубчатых колес высокая, они требуют специализированных станков и высокой квалификации рабочих.
Конические зубчатые передачи в отличие от цилиндрических имеют пересекающиеся оси входных и выходных валов. Применяются если необходимо изменить направление кинетической передачи.
червячные - представляют собой механическую передачу от винта, называемого червяком на зубчатое колесо, называемое червячным колесом. Отличаются высоким передаточным отношением, относительно низким КПД. Червяки бывают однозаходные и многозаходные. Передаточное отношение червячного редуктора определяется как отношение количества зубьев на червячном колесе к количеству заходов на червяке.
гипоидные (спироидные);
цепные;
зубчатыми ремнями;
винтовые.
Волновая передача - сравнительно нова, отличается крайне высоким передаточным отношением. Имеет относительно малый вес и высокую[источник не указан 1528 дней] износостойкость. Принцип работы - генерация волн на гибком колесе, которое имеет чуть меньшее количество зубьев чем жёсткое колесо и смещение одного колеса относительно другого на их разницу зубьев за один оборот генератора волн.
11. Сложное движение точки.
Движение точки, исследуемое одновременно по отношению к основной и подвижной системам отсчета, называют сложным. Введем следующие определения.
Движение точки по отношению к подвижной системе отсчет называется относительным. Кинематические характеристики этого движения называются соответственно относительной скоростью и относительным ускорением .
Движение, совершаемое подвижной системой отсчета и всеми неизменно связанными с нею точками пространства по отношению неподвижной системе называется переносным, соответственно и характеристики движения будут называться переносной скоростью и переносным ускорением .
Зависимость между абсолютной , относительной и переносной скоростями точки в сложном ее движении устанавливает теорема о сложении скоростей.
Теорема. Абсолютная скорость точки равна геометрической сумме относительной и переносной скоростей.
Кинематическая теорема Кориолиса: абсолютное ускорение точки является векторной суммой трех ускорений: относительного, переносного и ускорения Кориолиса.
Модуль ускорения Кориолиса, если угол между векторами и обозначить , будет равен
Направление вектора определяется правилом векторного умножения либо правилом Жуковского, согласно которого следует спроектировать вектор относительной скорости на плоскость, перпендикулярную оси переносного вращения и повернуть эту проекцию в этой же плоскости на 900 в сторону переносного вращения (рис.2).
Ускорение Кориолиса равно нулю в следующих случаях: 1) , т.е. переносное движение - поступательное; 2) т.е. в те моменты времени, когда в относительном движении точка останавливается, например, при изменении направления относительного движения; 3) т.е. .
12.Определение опорных реакции для балки нагруженной сосредоточенной силой.
13. Определение опорных реакции для балки нагруженной сосредоточенным моментом.
14 Определение опорных реакций для балки нагруженной распределенной нагрузкой.
На участке балки, несущем равномерно распределенную нагрузку, поперечная сила Q изменяется по линейному закону и ее эпюра изображается наклонной прямой, а изгибающий момент изменяется по квадратичному закону и его эпюра изображается дугой параболы, выпуклость которой обращена в сторону, противоположную направлению действия нагрузки.
15 Определение опорных реакций для консольной защемленной балки нагруженной силой.
16 Динамика. Дифференциальные уравнения движения точки.
Объектом изучения динамики является:
- материальная точка
-механическая система
-абсолютно твердое тело
21 Основные разделы дисциплин, изучаемых в данном курсе, их краткая характеристика.
Основные разделы дисциплины:
Класси́ческая меха́ника — вид механики (раздела физики, изучающего законы изменения положений тел в пространстве со временем и причины, его вызывающие), основанный на законах Ньютона и принципе относительности Галилея. Поэтому её часто называют «ньютоновой механикой».
Классическая механика подразделяется на:
Сопротивление материалов часть механики деформируемого твёрдого тела, которая рассматривает методы инженерных расчётов конструкций на прочность, жесткость и устойчивость при одновременном удовлетворении требований надежности, экономичности и долговечности. Сопротивление материалов относится к фундаментальным дисциплинамобщеинженерной подготовки специалистов с высшим техническим образованием, за исключением специальностей, не связанных с проектированием объектов, для которых прочность является важным показателем.
Теория машин и механизмов (ТММ) — это научная дисциплина об общих методах исследования, построения, кинематики и динамики механизмов и машин и о научных основах их проектирования.
22 Основы сопротивления материалов. Метод сечений. Модель деформируемого тела.
Основные положения курса сопротивления материалов опираются на законы и
теоремы классической механики, в первую очередь г на законы статики твердого тела.
Механика рассматривает равновесие и движение материальных точек и абсолютно
твердых тел.
Абсолютно твердое тело — система материальных точек, расстояние между
которыми не изменяется при воздействии на твердое тело внешних усилий.
Абсолютно твердых тел в природе е существует, и использование этой модели
реального твердого тела курсе механики опирается на установленную опытом
относительную неизменность формы и размеров реальных твердых тел в определенных
условиях. Это означает, что если при воздействии внешних усилий твердое тело
подвергается незначительной деформации по сравнению с его абсолютными размерами,
то задачи, которые ставит перед собой механика, могут быть решены с высокой
степенью точности без учета этих деформаций.
Постановка же вопроса о расчете на прочность, жесткость и устойчивость абсолютно
твердого тела лишена смысла, так как оно не может ни деформироваться, ни
разрушаться.
По этой причине в курсе сопротивления материалов основной расчетной моделью
реального твердого тела является модель деформируемого твердого тела — твердого
тела, форма и размеры которого изменяются при внешнем силовом воздействии.
23.Классификация сил, действующих на элементы конструкций. Примеры.
Классификацию сил можно произвести по нескольким признакам.
Мы различаем силы сосредоточенные и распределенные.
Сосредоточенными силами называются давления, передающиеся на элемент
конструкции через площадку, размеры которой очень малы по сравнению с размерами
всего элемента, например давление колес подвижного состава на рельсы.
При расчетах, благодаря малости площадки, передающей давление, обычно считают
сосредоточенную силу приложенной в точке. Надо помнить, что это — приближенное
представление, вводимое лишь для упрощения расчета; через точку никакого давления
фактически передать нельзя. Однако неточность, вызываемая таким приближенным
представлением, настолько мала, что еe обычно на практике можно пренебречь.
Распределенными нагрузками называются силы, приложенные непрерывно на
протяжении некоторой длины или площади конструкции. Слой песка одинаковой
толщины, насыпанный на тротуар моста, представляет собой нагрузку, равномерно
распределенную по некоторой площади; при неодинаковой толщине слоя мы получим
неравномерно распределенную сплошную нагрузку. Собственный вес балки какого-либо
перекрытия представляет собой нагрузку, распределенную по длине элемента.
Сосредоточенные нагрузки измеряются в единицах силы (тоннах, килограммах,
ньютонах); распределенные по площади нагрузки выражаются в единицах силы,
отнесенных к единице площади (Т/м2
, кГ/см2
, н/м2
и т. п.); распределенные по длине
элемента—в единицах силы, отнесенных к единице длины (кГ/м, н/м и т. п.).
Далее нагрузки можно разделить на постоянные и временные. Первые действуют во
все время существования конструкции, например, собственный вес сооружения.
Временные нагрузки действуют на конструкцию лишь в течение некоторого промежутка
времени. Примером может служить вес поезда, идущего по мосту.
По характеру действия нагрузки можно разделить на статические и динамические.
Статические нагружают конструкцию постепенно; будучи приложены к
сооружению, они не меняются или меняются незначительно; таково большинство
нагрузок в гражданских и гидротехнических сооружениях. При передаче статических
нагрузок на конструкцию все ее части находятся в равновесии; ускорения элементов
конструкции отсутствуют или настолько малы, что ими можно пренебречь.
Если же эти ускорения значительны и изменение скорости элементов машины или
другой конструкции происходит за сравнительно небольшой период времени, то мы
имеем дело с приложением динамических нагрузок.
Примерами таких 'нагрузок могут служить внезапно приложенные нагрузки, ударные
и повторно-переменные.
Внезапно приложенные нагрузки передаются на сооружение сразу полной своей
величиной. Таковы давления колес локомотива, входящего на мост.
Ударные нагрузки возникают при быстром изменении скорости соприкасающихся
элементов конструкции, например, при ударе бабы копра о сваю при ее забивке.
Повторно-переменные нагрузки действуют на элементы конструкции, повторяясь
значительное число раз: Таковы, например, повторные давления пара, попеременно
растягивающие и сжимающие шток поршня и шатун паровой машины. Во многих
случаях нагрузка представляет собой комбинацию нескольких видов динамических
воздействий.
В дальнейшем мы в первую очередь займемся вопросом о сопротивлении материалов
статическому действию сил, когда вопрос о подборе сечения и материала для каждой
части конструкции решается наиболее просто.
Существуют некоторые случаи действия динамических нагрузок, которые на практике
встречаются не менее часто, чем статические, и требуют особого изучения, так как и 3
результаты воздействия таких нагрузок на элемент конструкции оказываются иными,
чем статических, и материал иначе сопротивляется этим воздействиям.
Заканчивая классификацию сил, действующих на элемент конструкции, можно
выделить воздействие тех ее частей, на которые этот элемент опирается; эти силы
называются реакциями; в начале расчета они оказываются неизвестными и
определяются из условия, что каждая часть конструкции находится в равновесии под
действием всех приложенных к ней сил и реакций.
24.Понятие о деформациях и напряжениях. План решения основной задачи сопротивления материалов
Виды напряжений. Самое важное понятие в сопротивлении материалов - это понятие напряжения как силы, действующей на малую площадку и отнесенной к площади этой площадки. Напряжения бывают трех видов: растяжения, сжатия и сдвига. Если на металлическом стержне подвешен груз,то такой стержень называется растянутым или работающим на растяжение. Напряжение S, создаваемое силой P в растянутом стержне с площадью поперечного сечения, равной A, дается выражением S = P/A. Напряжения растяжения и сжатия направлены по нормали (т.е. вдоль перпендикуляра) к площадке, в которой они действуют, а напряжение сдвига - параллельно площадке. Поэтому напряжения растяжения и сжатия называются нормальными, а напряжения сдвига - касательными.
Деформация. Деформацией называется изменение размера тела под действием приложенных к нему нагрузок. Деформация, отнесенная к полному размеру, называется относительной. Если изменение каждого малого элемента длины тела одинаково, то относительная деформация называется равномерной. Относительную деформацию часто обозначают символом d, а полную - символом D. Если относительная деформация постоянна по всей длине L, то d = D/L.
25.Типы деформаций их характеристика. Примеры.
Основными типами деформаций являются (рис. 2):
1) Растяжение или сжатие (а и б); примеры—работа цепей, канатов, тросов, растянутых и сжатых стержней в фермах, колонн;
2) перерезывание (в) — работа болтов, заклепок;
3) кручение — работа валов (г);
4) изгиб — работа всякого рода балок (д).
Эти четыре типа деформаций называются простыми.
В конструкциях встречается и более сложная работа элементов, когда они испытывают два и более типов деформаций одновременно, например, растяжение или сжатие с изгибом, изгиб с кручением и т. д.; в этих случаях мы имеем дело с так называемой сложной деформацией. Для каждого из этих видов деформаций мы установим способы для вычисления напряжений, подбора материала и поперечных размеров элементов конструкции, а также способы для вычисления деформаций.
Для простоты мы будем сначала рассматривать лишь те элементы сооружений и машин, которые представляют собой так называемые призматические стержни с прямой осью. Таким стержнем мы будем называть тело, все поперечные сечения которого одинаковы; центры тяжести этих сечений лежат на одной прямой, называемой осью стержня. В дальнейшем мы рассмотрим стержни и с переменным сечением и с криволинейной осью.
26. Растяжение – сжатие, вычисление напряжений по площадкам перпендикулярным к оси стержня.
1. Вычисление напряжений по площадкам, перпендикулярным к оси стержня
Решение основной задачи сопротивления материалов мы начнем с простейшего случая
растяжения или сжатия призматического стержня.
Центральным растяжением или сжатием этого стержня называется деформация его
под действием двух равных и прямо противоположных сил, приложенных к концевым
сечениям и направленных по оси стержня. Если эти силы направлены наружу от
концевых сечений, то мы имеем растяжение (рис. 3, а), в противном случае — сжатие
(рис. 3, б).
По общему плану решения всякой задачи сопротивления материалов мы прежде всего должны найти величину этих внешних сил Р, растягивающих (сжимающих) стержень. Величина сил Р обычно может быть определена из условий взаимодействия рассматриваемого стержня с остальными частями конструкции.
В качестве простейшего примера рассмотрим стальную стяжку круглого поперечного сечения, имеющую на концах винтовую нарезку, нагруженную растягивающими
силами Р=25 Т, действующими вдоль ее оси (рис. 4). Нашей задачей будет подобрать поперечные размеры стяжки таким образом, чтобы ее прочность была обеспечена. Необходимо найти вызванные силами Р напряжения, установить для них допускаемую величину и выбрать так размеры поперечного сечения стержня, чтобы действительные напряжения не превосходили допускаемых.
Для вычисления напряжений необходимо выбрать те разрезы, которыми мы будем разделять стержень на две части. Для проверки прочности следует отыскать опасное сечение, т.е. то, через которое передается наибольшее напряжение. Мы установим формулы для вычисления напряжений сначала по сечениям, перпендикулярным к оси стержня, а в дальнейшем и по наклонным сечениям; таким путем мы сумеем отыскать наиболее опасное сечение.
Возьмем растянутый стержень и разделим его на две части поперечным сечением тп (рис. 5), перпендикулярным к оси стержня. Отбросим вторую часть; тогда, чтобы равновесие первой не было нарушено, мы должны заменить действие отброшенной части силами, передающимися на оставшуюся часть через сечение тп (рис. 6). Заменяющие силы будут уравновешивать внешнюю силу Р, поэтому они должны сложиться в равнодействующую N, равную Р, направленную по оси стержня в сторону, противоположную внешней силе (рис. 6). Эта равнодействующая N будет усилием, действующим в стержне.
В дальнейшем мы будем называть нормальным или продольным усилием равнодействующую внутренних сил упругости, передающихся через мысленный разрез от одной части стержня к другой. Но так как отрезанная часть стержня должна находиться в равновесии под воздействием продольного усилия и внешних сил, приложенных к рассматриваемой части, то это усилие может быть вычислено и через внешние силы. Оно численно будет равно равнодействующей внешних сил, приложенных к рассматриваемой части стержня, и направлено в сторону, противоположную этой равнодействующей. Если усилие направлено внутрь 19 рассматриваемой части, то стержень сжат, если в противоположную сторону, то растянут.
Следовательно, условия равновесия оставшейся части дают нам лишь величину равнодействующей внутренних сил, передающихся по сечению тп, ее направление и точку приложения, но не могут указать, как распределяются напряжения по сечению, т. е. какие силы будут передаваться через различные части этого сечения. Между тем для оценки опасности, угрожающей прочности материала, необходимо найти наибольшее напряжение, отыскать ту часть сечения, через которую передается наибольшая сила.
Опыты с растяжением стержней из различных материалов показывают, что если растягивающие силы достаточно точно совпадают с осью стержня, то удлинения прямых линий, проведенных на поверхности стержня параллельно его оси, будут одинаковы. Отсюда возникает предположение о равномерном распределении напряжений по сечению. Лишь у концов стержня, там, где происходит непосредственная передача сил Р на стержень, растяжение распределяется неравномерно между отдельными участками сечения: те участки,, к которым непосредственно приложена сила Р, перегружаются, но уже на небольшом расстоянии от концов работа материала выравнивается, и наступает равномерное распределение напряжений по сечению, перпендикулярному к оси. Эти напряжения направлены параллельно силе Р, т. е. нормально к сечению; поэтому их называют нормальными напряжениями и обозначают буквой ζ. Так как они распределены равномерно по сечению, то N= ζ·F; с другой стороны, N=P; отсюда получаем
Эта формула позволяет нам вычислить напряжение ζ, если известны растягивающая сила и размеры сечения стержня. С другой стороны, если мы зададимся допустимой величиной нормального напряжения, из этой же формулы можно будет найти необходимую площадь поперечного сечения F.
27 Деформации при растяжении – сжатии. Закон Гука.
Опыты приводят к заключению, что пока нагрузка на образце не достигла известного предела, удлинение прямо пропорционально растягивающей силе Р, длине образца l и обратно пропорционально площади поперечного сечения F. Обозначая через Δl приращение длины образца от силы Р, можем написать формулу, связывающую Между собой эти опытные данные:
где Е —коэффициент пропорциональности, различный для разных материалов. Величина Δl называется абсолютным удлинением стержня от силы Р. Формула (2.5) носит название, закона Гука, по имени ученого, впервые открывшего этот закон пропорциональности в 1660 г.
Зависимость (2.5) можно представить в ином виде. Разделим обе части этой формулы на первоначальную длину стержня
отношение Δl/ l — абсолютного удлинения к первоначальной длине — называется относительным удлинением; оно обозначается буквой ε.
Относительное удлинение является безразмерной величиной, как отношение двух длин Δl и l, и по своему числовому значению равно удлинению каждой единицы длины стержня. Подставив в предыдущую формулу вместо Δl/ l величину ε, а вместо P/F — величину нормального напряжения ζ, получаем иное выражение закона Гука:
Таким образом, нормальное напряжение при растяжении или сжатий прямо пропорционально относительному удлинению или укорочению стержня.
Коэффициент пропорциональности Е, связывающий нормальное напряжение и относительное удлинение, называется модулем упруготи при растяжении (сжатии) материала. Чем больше эта величина, гм менее растягивается (сжимается) стержень при прочих равных условиях (длине, площади, силе Р). Таким образом, физически модуль Е характеризует сопротивляемость материала упругой деформации при растяжении (сжатии).
Так как ε— относительное удлинение— является безразмерной величиной, то из формулы (2.7) следует, что модуль выражается в тех же единицах, что и напряжение ζ, т. е. в единицах силы, деленных на единицу площади. , Надо заметить, что величина модуля упругости материала Е даже для одного и того же материала не является постоянной, а несколько колеблется. Для некоторых материалов величина модуля оказывается одинаковой как при растяжении, так и при сжатии (сталь, медь), в других случаях— различной для каждой из этих деформаций. В обычных расчетах этой разницей пренебрегают и принимают для громадного большинства материалов одно и то же значение Е как при растяжении, так и при сжатии.
Надо иметь в виду, что закон Гука представлен формулой, которая только приближенно отражает результаты опытов, схематизируя их; поэтому он не представляет собой совершенно точной зависимости.
Все материалы при растяжении или сжатии дают величины деформации, более или менее отклоняющиеся от этого закона. Для некоторых материалов (большинство металлов) эти отклонения ничтожны малы, и можно считать, что осуществляется полная
пропорциональность между деформацией и нагрузкой; для других (чугун, камень, бетон) — отклонения значительно больше.
Однако для практических целей мы можем пренебречь наблюдающимися небольшими отклонениями от формул (2.5) и (2.6) и пользоваться ими при вычислении деформаций стержней.
Средние величины модуля Е для ряда материалов даны в таблице 1.
Из рассмотрения формулы (2.5) ясно, что чем больше ее знаменатель, тем менее растяжим (податлив) или, как говорят, тем более жесток стержень, поэтому знаменатель формулы (2.5) , величина EF, начинается жестокостью стержня при растяжении или сжатии. Мы видим, что жесткость при растяжении или сжатии зависит, с одной стороны, от материала стержня, характеризуемого величиной его модуля упругости Е, а с другой стороны, от размеров поперечного сечения стержня характеризуемых величиной площади его поперечного сечения F. Иногда бывает удобно пользоваться понятием жесткости, которая равна EF/1, т. е. отношению жесткости стержня к длине.
Формули (2.5) и (2.6) позволяют определить удлинения и укорочения которые получает тот или иной стержень конструкции при растяжении или сжатии. Обратно, зная эти удлинения, размеры и материал стержня, можно вычислить нормальные напряжения, которые в нем возникают. Таким образом, для вычисления напряжений ζ мы имеем два пути: если известны внешние силы Р, растягивающие или сжимающие стержень, то σ вычисляется по формуле (2.1)
если же внешние силы неизвестны, а можно измерить удлинение стержня, то в определяется формулой (2.7)
Величина относительного удлинения может быть вычислена, если мы измерим абсолютное удлинение Δl участка стержня длиной l и применим формулу
28.Диаграммы растяжения. Механические характеристики материалов.
С точки зрения различия в механических качествах при простом растяжении и сжатии и при обычной температуре материалы могут быть хрупкими или пластичными. Хрупкие материалы разрушаются при очень малых остаточных деформациях. У пластичных же материалов разрушение наступает лишь после значительной остаточной деформации. К первому типу материалов относятся, например, чугун, камень, бетон и др. К пластичным материалам относятся малоуглеродистая сталь, медь и др. Выясним сначала поведение обоих типов материалов в опыте на растяжение вплоть до разрушения. Для этого опыта изготовляется образец призматической формы круглого или прямоугольного сечения. На рабочей части образца наносят деления через каждый сантиметр или доли сантиметра, чтобы иметь возможность после опыта судить об изменении длины образца. Образец помещают в машину и закрепляют его концы. Медленно перемещая один конец образца в направлении его оси, стержень растягивают нагрузкой, которая возрастает постепенно, без толчков и ударов. При опыте отмечают ряд последовательных величин нагрузки и измеряют соответствующее им увеличение длины l, намеченной на образце. Результаты измерений нагляднее всего можно представить в виде так называемой диаграммы растяжения; на большинстве машин имеется приспособление, автоматически вычерчивающее эту диаграмму при растяжении образца. При вычерчивании диаграммы по вертикальной оси откладываются в определенном масштабе нагрузки, а по горизонтальной — абсолютные удлинения. При растяжении образца из пластичного материала (например, малоуглеродистой стали) диаграмма имеет вид, показанный на рис.12. Первая часть диаграммы до точки А, соответствующей пределу пропорциональности, представляет собой прямую линию. Ордината ОА1 представляет собой величину растягивающей силы, соответствующей пределу пропорциональности ζв , т.е. тому наибольшому напряжению, превышение которого вызывает отклонение от закона Гука; для малоуглеродистой стали величина ζп равна примерно 2000 кГ/смг. Это напряжение определяется по формуле (2.1),
где в качестве площади поперечного сечения F принимается ее первоначальная величина. Такое напряжение называется условным. В дальнейшем использование первоначальной площади поперечного сечения обычно не будет особо оговариваться. Определение «условное» также обычно опускается.
При увеличении растягивающей силы за величину OA1 деформация начинает расти быстрее нагрузки — диаграмма имеет криволинейный вид с выпуклостью вверх. Далее наблюдается резкое изменение в работе материала; при некотором значении растягивающей силы ОС1 материал «течет»; для увеличения деформации почти не нужно увеличивать растягивающую силу.
На диаграмме образуется горизонтальная (или почти горизонтальная) площадка.
Напряжение, при котором происходит такое течение материала — рост деформаций при постоянной (примерно) нагрузке, называется пределом текучести ζт. Для малоуглеродистой стали ζт ≈2400 кГ/см2.
29 Статически неопределимые системы. Силовой фактор.
Системы, в которых количество наложенных связей больше, нежели число независимых уравнений равновесия, называются статически неопределимыми.
N-продольная сила(растяжение-сжатие)
Qx Qy –поперечная сила(сдвиг)
Mk –крутящий момент
Mx,My-изгибающий момент
30 Статически неопределимые системы. Системы, в которых количество наложенных связей больше, нежели число независимых уравнений равновесия, называются статически неопределимыми.
Монтажный фактор.
31.Статически неопределимые системы. Системы, в которых количество наложенных связей больше, нежели число независимых уравнений равновесия, называются статически неопределимыми.
Температурный фактор.
32.Основные гипотезы и допущения в сопротивлении материалов.
Гипотеза о сплошном строении тела, Гипотеза об идеальной упругости тела. Гипотеза об однородности, Гипотеза об изотропности материала, Гипотеза плоских сечений.
33.Гипотеза о сплошном строении тела. Материал считается:сплошным, если в теле нет разрывов;
Гипотеза об идеальной упругости тела. - (упругость - способность тел восстанавливать свою форму и размеры при выгрузке) Гипотеза об однородности. Гипотеза сплошного однородного тела. Она состоит в том, что реальное тело, состоящее из атомов и молекул, заменяется гипотетическим сплошным однородным телом. Тело или среда называется сплошной, если любой выделенный малый объем содержит вещество. Однородность означает, что свойства тела во всех точках одинаковы. Наиболее распространенные в технике материалы – неоднородны, они имеют зачастую (напр. металлы) кристалическое строение и свойства элементов по разному выделенных из кристаллов различны.
Гипотеза плоских сечений.
Допущение о малости деформаций. Гипотеза (допущение) о малости деформаций: деформации в точках тела считаются настолько малыми, что не оказывают существенного влияния на взаимное расположение нагрузок, приложенных к телу.
35 Деформация изгиба.
Деформация изгиба — вид деформации, при котором нарушается прямолинейность главной оси тела. Деформации изгиба испытывают все тела подвешенные на одной или нескольких опорах. Каждый материал способен воспринимать определенный уровень нагрузки, твердые тела в большинстве случаев способны выдерживать не только свой вес, но и заданную нагрузку. В зависимости от способа приложения нагрузки при изгибе различают чистый и косой изгиб.
Правило знаков при построении эпюр.
Контроль правильности построения эпюр. 1.если брус загружен сосредоточенными силами и моментами то Q=const, М-линейна 2.если брус загружен равномерно распределенной нагрузкой, то эпюры Q-линейна, М-параллельна.3.Если на каком-то участке Q=0, то М=const 9чистый изгиб).4.в той точке где Q=0,то М-экстремален 5.В сечениях приложенных сосредоточенных сил на эпюре Q происходит скачок на величину приложенной силе,а на эпюре М возникает излом. 6.Скачок на эпюре моментов м.б. только в сечении, где приложен сосредоточенный момент. Величина скачка равна приложенному моменту.
Условие прочности.
36 Практический расчет на изгиб валов.
37 Основные понятия и определения в теории механизмов и машин.
Теория механизмов и машин-это наука изучающая строение и кинематику, динамику, в связи с их анализом и сентезом.
Анализ-исследование структурных кинемат-х и динами-х свойств механизма.
Синтез-это проектирование механизмов с заданными структурными кинемат.и динам-х свойств.
38.Классификация машин и механизмов.
Машина-это устройство выполняющее механические движения для преобразования энергии, материала и информации с целью замены или облегчения физического и умственного труда человека.
Бывают: Информационные машины, Рабочие машины , Энергетические машины
Механизмы- это система тел предназначенная для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемое движение других твердых тел.Классифицируются:кулачковые,шарнирно-рычажные,зубчатые,винтовые и клинчатые, фрикционные механизмы
40 Структура и классификация кинематических пар.
Классификация кинематических пар проводится по числу наложенных связей:
S=1, W=5 — кинематическая пара 1 класса
S=2, W=4 — кинематическая пара 2 класса
S=3, W=3 — кинематическая пара 3 класса
S=4, W=2 — кинематическая пара 4 класса
S=5, W=1 — кинематическая пара 5 класса
Классификация кинематических пар:
2) по относительному движению звеньев, образующих пару:
- вращательные;
- поступательные;
- цилиндрические;
- сферические;
- винтовые;
- плоские.
) по виду места контакта (места связи) поверхностей звеньев:
- низшие, в которых контакт звеньев осуществляется по плоскости или поверхности (пары скольжения);
- высшие, в которых контакт звеньев осуществляется по линиям или точкам (пары, допускающие скольжение с перекатыванием). Они имеются, например, в зубчатых и кулачковых механизмах).
41 Кинематические цепи и их классификация.
Кинематическая цепь-Несколько звеньев, соединённых между собой кинематическими парами,
Кинематические цепи бывают:
- замкнутые (простые). В замкнутой цепи каждое звено входит не менее, чем две кинематические пары.
- разомкнутые (простые).
- сложные.
42) Механизм. Структурна формула механизма
Уравнение, связывающее число степеней свободы кинематической цепи с числом ее звеньев, числом и видом кинематических пар называется струк турной формулой.Число степеней свободы механизма относительно звена, принятого за стойку, называется степенью подвижности механизма. Степень подвижности пространственных механизмов применяется формула Сомова- Малышеваw = 6n – 5p5 – 4p4 – 3p3 – 2p2 – p1 . где n – число подвижных звеньев механизма; pi – число кинематических пар, подвижность которых равна i.Для плоских механизмов применяется структурная формула Чебышева
w = 3n – 2p5 – p4 . Обобщенные координаты механизма перемещений, совпадает с числом обобщен ных координат. Механизм – замкнутая кинем. Цепь с 1 неподвиж. Звеном, обладающая вполне опр. Движением при заданном движении 1 или неск. Звеньев.
Если механизм обладает 1 степенью свободы, то одному из звеньев можно предписать относительно стойки какой-либо вполне определенный закон движения (одну обобщенную координату механизма), например, враща тельное, поступательное или винтовое движение. При этом все остальные под вижные звенья получают вполне определенные движения, являющиеся функциями заданного. Если механизм имеет две степени свободы, то необходимо либо одному из звеньев задать два независимых движения относительно стойки, либо двум звеньям по одному независимому движению и т.д. Звенья (звено), которым приписываются обобщенные координаты, называются на чальными (начальным).
Пусть кинематическая цепь, образующая механизм, имеет п звеньев. За крепив одно звено, образуем стойку, тогда число степеней свободы механиз ма, т.е. число степеней - это независимые между собой ко ординаты, определяющие положения всех звеньев механизма относительно стоики. В механизмах с голономными связями число степеней свободы, т.е. число независимых возможных
свободы, его подвижной кинематической цепи относи тельно стойки определиться по формуле Чебышева w = 3n – 2p5 – p4=3(n-1)-2p5-p4; n1=(n-1)-число подвиж. ЗвеньевПример. Определить w для механизма
вид и число кинематических пар:А (1,4) - вращательная пара, В (1>2) - вращательная пара,С (2,3) - вращательная пара,С'(3,4) - поступательная пара.Таким образом п = 4; n1= 3; р5 = 4; р4 = 0. w =3п -2р5 - р4 = 3* 3- 2*4-0 = 1.
44 Лишние степени свободы и пассивные связи.
Удаление из механизмов звеньев и кинематических пар, которым эти степени свободы и условия связи принадлежат, может быть сделано без изменения общего характера движения механизма и целом. Такие степени свободы наз. лишними степенями свободы, а связи – избыточными. "Лишними они являются слова, с точки зрения структуры. Они вводятся для обеспечения требуемой прочности, жесткости, особенно при передаче больших сил, а также для уменьшения износа (замена трения скольжения трением качения).
Пассивной связью можно назвать дополнительное звено, которое не накладывает ограничений на движение механизма. В так называемом “механизме параллельных кривошипов” (рис. 7, а) звено 3 может изменить направление вращения при неизменном направлении вращения ведущего звена 1, когда механизм приходит в горизонтальное положение. Для того, чтобы этого избежать, в состав механизма включают дополнительное звено 4.
а) W=3·4-2·6-0=0 – с пассивным звеном, б) W=3·3-2·4-0=1 – фактически.
45 Замена высших пар низшими в плоских механизмах.
При изучении структуры и кинематики плоских механизмов, а также для выявления в них пассивных заменяют выс шие пары низшими вращательные и поступа тельные пары V-ro класса. При этом должно быть выполнено условие эквива лентности высшей пары и заменяющей её кинематической цепи: степени свободы исходного и замененного механизмов одинаковы (структурная экви валентность); относительное мгновенное движение звеньев, составляющую высшую пару, не изменяется (кинематическая эквивалентность). Пусть механизм имеет п подвижных звеньев, р5 - пар V-ro класса ир4 - IV- го класса. То w = 3n-2ps -р4.Заменим высшие пары IV-ro класса кинематическими цепями, содержа щими только низшие пары V-ro класса. Пусть в этом заменяющем механизме будет (n +n') звеньев и (р5 = p5') пар 5 класса. Тогда w= 3 (n + n') - 2(р5 + р5’) = Зn - 2ps- р4,откуда p5'=(3n'+p4)/2.пусть:p4=1.p5'=(3n'+1)/2. Простейшее решение этого уравнения будет n'=1, p5'=2, т.е. каждую пару IV-ro класса можно заменить одним звеном, входящим в 2 низшие пары V-го класса.
46 Структурная классификация плоских механизмов.
Число степеней свободы механизма можно представить так: w=w+ 0 + 0 +... + 0
В соответствия с этой формулой механизм можно разделить на отд. Части. Каждая часть механизма, состоящая из некоторого числа звеньев, входящих друг с другом в кинем. Пары, образует кинематическую цепь. Простейшая кинем. цепь, у которой число w равно числу w всего механизма называется группой началь ных звеньев. Кинематические цепи, у которых число степеней свободы равно 0, называются группами Ассура..т,е,w=0. Кинематическая цепь - это система звеньев, образующих между собой кинематические пары.
Таким образом, любой механизм можно считать составленным из одной груп пы начальных звеньев и одной или нескольких групп Ассура. Эти группы определяют строение механизма. Определить строение меха низма - это значит установить, из каких именно групп звеньев (начальных и групп Ассура) данный механизм состоит и в каком порядке эти группы определения строения механизма необхо димо изучить вышеуказанные группы звеньев. группы начальных звеньев: Пусть для определенно сти начальному звену сообщается вращ.движение.
При w = 1 группа начальных звеньев состоит из 2 звеньев: начального звена 1 я неподвижного звена 2 (рис. 1.17.а)б)
При w=2 группа начальных звеньев состоит из 3-х звеньев: начальных звеньев 1,2 и неподвиж. Звена 3.
Условие w=0для плоских механизмов без лишних связей степеней свободы
Ecли р4=0, то 3n-2p5=0. P5=3/2 n
Если механизм плоский и содержит только пары 5 класса, то в группах Ассура может быть только четн. Число подвиж. Звеньев. Группам приписывают опр. Класс и порядок.
Стойка и кривошип 1, входящие во вращ. Пару , условно наз. Механизмом 1 класса.
Группа, имеющая 2 звена и 3 пары V класса называется группой Ассура 2 класса, 2 порядка (двухноводковой группой-диада- т. е, присоеди нение этой группы к основному механизму производится двумя поводками). Механизмы, в состав которых входят группы Ассура не выше второго класса, называются механизмами ll-го класса.
В плоских механизмах с вращательными и поступательными парами V класса имеется 5 видов групп Ассура 2 класса (рис. 1.20).
2 возможное сочетание чисел звеньев и кинематических пар, образующих группу. Эта группа должна иметь 4 звена и 6 nap V-ro клас са. Для этого сочетания могуг быть получены три типа кинематических цепей, структурные принципы образования которых различны.
гр ассура 3 кл, 3 порядка-трехповод. Гр.гр ассура 4 кл гр ассура кл 2
Класс группы Ассура. начиная с 3 = числу кинематических пар, образующих сложн. Замк. Контур группы.Порядком группы Ассура любого класса называется числа эашяыпоя звеньев кинематических вар, которыми группа присоединяется к механизму.
47 Структурный анализ механизмов. Цель и задачи структурного анализа.
Структурной схемой механизма называют схему механизма, указываю щую стойку, подвижные звенья, виды кинематических пар и их расположение,Структурный анализ - исследование структурных свойств механизма по заданной его структурной схеме - определение движений и числа звеньев, ви дов и числа кинематических пар, класса механизма, степени его подвижности. Последовательность проведения структурного анализа механизма при расчленении его на группы Ассура (для определения их класса):1) Выбрать начальное звено - механизм I-го класса.2) Попытаться отсоединить от механизма группы Ассура 2-го класса. Начинать нужно с наибо лее удаленной от ведущего звена группы.3) Если выделение групп Ассура 2-го класса не получается, после этого следует отсоед. группу Ассура 3-го класса4) Если снова не получается, перейти к группам Ассура IV-ro класса и т.д.Принцип образования механизмов (принцип Ассура - Артоболевского), в основе которого используется структурный ана лиз. Любой механизм может быть образован путем последовательного при соединения (наслоения) к одному или нескольким начальным звеньям и к стойке ряда структурных групп. Если механизм образуется присоединением групп к одному механизму I-го класса (начальному или выходному звену), то он имеет одну степень свободы, если к двум - то две и т.д. Таким образом, степень подвижности механизма равна числу механизмов 1-го класса, к кото рым производится такое присоединение, т.е. числу начальных звеньев.
48 Группы Ассура, их классификация.
Кинематические цепи, у которых число степеней свободы равно 0, называются группами Ассура..т,е,w=0. Кинематическая цепь - это система звеньев, образующих между собой кинематические пары.
Условие w=0для плоских механизмов без лишних связей степеней свободы
Ecли р4=0, то 3n-2p5=0. P5=3/2 n
Если механизм плоский и содержит только пары 5 класса, то в группах Ассура может быть только четн. Число подвиж. Звеньев. Группам приписывают опр. Класс и порядок.
рис
Стойка и кривошип 1, входящие во вращ. Пару , условно наз. Механизмом 1 класса.
Группа, имеющая 2 звена и 3 пары V класса называется группой Ассура 2 класса, 2 порядка (двухноводковой группой-диада- т. е, присоеди нение этой группы к основному механизму производится двумя поводками). Механизмы, в состав которых входят группы Ассура не выше второго класса, называются механизмами ll-го класса.
В плоских механизмах с вращательными и поступательными парами V класса имеется 5 видов групп Ассура 2 класса (рис. 1.20).
2 возможное сочетание чисел звеньев и кинематических пар, образующих группу. Эта группа должна иметь 4 звена и 6 nap V-ro клас са. Для этого сочетания могуг быть получены три типа кинематических цепей, структурные принципы образования которых различны.
гр ассура 3 кл, 3 порядка-трехповод. Гр.гр ассура 4 кл гр ассура кл 2
Класс группы Ассура. начиная с 3 = числу кинематических пар, образующих сложн. Замк. Контур группы.Порядком группы Ассура любого класса называется числа эашяыпоя звеньев кинематических вар, которыми группа присоединяется к механизму.
49 Формула строения механизма, его класс и порядок.
Уравнение, связывающее число степеней свободы кинематической цепи с числом ее звеньев, числом и видом кинематических пар называется струк турной формулой. Число степеней свободы механизма относительно звена, принятого за стойку, называется степенью подвижности механизма. Степень подвижности пространственных механизмов применяется формула Сомова- Малышеваw = 6n – 5p5 – 4p4 – 3p3 – 2p2 – p1 . где n – число подвижных звеньев механизма; pi – число кинематических пар, подвижность которых равна i. Для плоских механизмов применяется структурная формула Чебышева w = 3n – 2p5 – p4 . Обобщенные координаты механизма перемещений, совпадает с числом обобщен ных координат. Механизм – замкнутая кинем. Цепь с 1 неподвиж. Звеном, обладающая вполне опр. Движением при заданном движении 1 или неск. Звеньев.Если механизм обладает 1 степенью свободы, то одному из звеньев можно предписать относительно стойки какой-либо вполне определенный закон движения (одну обобщенную координату механизма), например, враща тельное, поступательное или винтовое движение. При этом все остальные под вижные звенья получают вполне определенные движения, являющиеся функциями заданного. Если механизм имеет две степени свободы, то необходимо либо одному из звеньев задать два независимых движения относительно стойки, либо двум звеньям по одному независимому движению и т.д. Звенья (звено), которым приписываются обобщенные координаты, называются на чальными (начальным).Пусть кинематическая цепь, образующая механизм, имеет п звеньев. За крепив одно звено, образуем стойку, тогда число степеней свободы механиз ма, т.е. число степеней - это независимые между собой ко ординаты, определяющие положения всех звеньев механизма относительно стоики. В механизмах с голономными связями число степеней свободы, т.е. число независимых возможных свободы, его подвижной кинематической цепи относи тельно стойки определиться по формуле Чебышева w = 3n – 2p5 – p4=3(n-1)-2p5-p4; n1=(n-1)-число подвиж. Звеньев Пример. Определить w для механизма
вид и число кинематических пар:А (1,4) - вращательная пара, В (1>2) - вращательная пара,С (2,3) - вращательная пара,С'(3,4) - поступательная пара.Таким образом п = 4; n1= 3; р5 = 4; р4 = 0. w =3п -2р5 - р4 = 3* 3- 2*4-0 = 1.
50 Обзор основных видов механизмов.
Шарнирно-рычажные механизмы Механизмы, в состав которых входят жесткие звенья, соединенные между собой вращательными и поступательными парами, наз. Кривошипно-рычажными ( механизмы с низшими парами). Простейшим, наиболее распространенным го этого типа механизмов является шарнирный четырехзвенник (рис. В.1,а).
Частным случаем шарнирного четырехзвенника являются кривошипно-ползунный механизм .(рис. В. 1,6) и кулис ный механизм (рис. В.1,в), служащий для передачи вращательного движения от звена 1 звену 3.
На рис. B.lr изображен механизм двойного ползуна.На рис. В.1,д изображен двухкулисный механизм.
В кулачковом механизме кулачок, воздействуя на толкатель, сообщает ему требуемое движение. Все кулачковые механизмы мо гут быть разделены на 2 основные группы: пространственные и плоские. В зависимости от характера движения кулачка и толкателя возможны следующие случаи:
-вращательное движение кулачка преобразуется в возвратно поступательное движение толкателя (рис. В.2,а);
- вращательное движение кулачка преобразуется во вращательное движение толкателя; однако толкатель не совершает полного оборота, а только поворачи вается на некоторый угол (размах толкателя) и затем возвращается обратно (рис. В.2,б);
Различают осевые механизмы (рис. В.3,а) и внеосевые (рис. В.3,6). Для вне осевых механизмов необходимо на чертеже отметить величину несоосносгя - е. Такое деление производится в зависимости от того, проходит или не прохо дит направление движения центра ролика или грибка через центр вращения ку лачка.
По характеру очертания профиля кулачка различают:
профиль кулачка очерчен окружностью определенного радиуса, ось вра щения не проходит через его геометрический центр. Кулачок называется экс центриком (рис. В.4,а);
- профиль кулачка очерчен дугами окружностей 4 радиусов (рис. В.4,б)
- профиль кулачка очерчен плавной кривой.
По профилю толкателя различают:
-профиль толкателя очерчен дугой одного радиуса
- профиль толкателя очерчен по прямой линии;
-профиль толкателя выполнен в виде
По виду замыкания кинематической пары различают: кулачковые механиз мы с геометрическим и силовым замыканием. Кинематическое замыкание обеспечивается введением дополнительной (избыточной связи), которая не на кладывает новых ограничении на относительное движение звеньев. Основное достоинство кулачковых механизмов - по зволяют получить любой заданный закон движения толкателя.
Простейшим механизмом, осуществляющим передачу вращения между валами, является механизм с фрикционными катка ми (рис. В.6,а).
Катки прижимаются друг к другу своими рабочими поверхно стями с целью вызвать между ними трение, обеспечивающее качение одного катка по другому. В зубчатых механизмах передача движения между валами осуществляется с помощью колес, закрепленных на валах и снабженных на ободе зубьями. В зубчатой передаче замыкание высшей пары производится силой давления зуба на зуб. Передаточным отношением в зубчатой передаче называется отношение угловых скоростей двух звеньев механизма. Передачи могут быть с постоянным передаточным отношением и с переменным передаточным отношением. В 1 случае форма колеса выполнена в виде простых тел вращения. Во 2 случае форма колеса некруглая (эллиптическая, сердцевидная и т. п.). Также есть винтовые и клинчатые механизмы, механизмы с жидкими и гибкими завеньями.
51 Задачи и методы кинематического исследования механизмов.
Основные задачи кинематического ис-я механизмов:
1)определение перемещений звеньев (построение планов положений механизма);
2) построение траекторий точек;
3)определение скоростей и ускорений точек;
4) определение угловых скоростей и ускорений звеньев.
Начальное звено - кривошип, входящий во вращательную пару со стойкой-положение звена опр.параметром-фи
Кинематический анализ механизма состоит в определении движения звеньев механизма в функции времени, если известен закон движения началь ного звена (начальных звеньев) или в функции обобщенных координат, скоро сти, ускорения (т.е. в функции координаты, скорости, ускорения начального звена); если закон движения начального звена в функции времени не задан, И все это - без учета сил, обуславливающих это движение - т.е. с учетом только геометрических соотношений. Поэтому в любом случае для ки нематического анализа должна быть известна кинематическая схема механизма - т.е. структурная схема с указанием размеров звеньев.
Задачи кинем. анализа можно решать графическими или аналити ческими методами.
Графические методы - это метод графиков (наименее точный и наименее трудный) и метод планов (более точный и более трудоемкий).
Аналитические методы самые точные и самые трудоемкие.
Результаты кинем. анализа используются при разработке рабочего процесса механизма и при его проектировании. Скорости звеньев использу ются для расчета сил, мощностей, износостойкости. Ускорения используются для хар-ра нагрузок на звенья и подвижные соединения.
52 Определение положений звеньев механизма и построение траекторий точек.
Для определения положений звеньев должны быть заданы кинем. схема механизма и функции перемещений начального звена (w = 1), или функ ции перемещений начальных звеньев (w> 1). Определение положений звеньев начинают с построения плана механизма, который представляет собой кинема тическую схему механизма, соответствующую данному положению начальною звена (w = 1) или положению начальных звеньев (w >1). Построение плана ме ханизма производится в принятом масштабе мюl (м/мм).
Масштабный коэф. Длины обозначают мюе -величина, показывающая сколько единиц истинной длины данного отрезка содержится в 1 мм чертежа.Если истин. Длины или расстояния измеряются в м, то размерность масштабного коэф.: [мюе]=м/мм.Простейшим грфичич. Методом построения планов наложений является метод засечек.
Задача построения планов положений механизма 2-го класса сводится к последовательному нахождению положений звеньев двухповодковых групп Ассура, у которых известными являются положения крайних элементов кинема тических пар.
Для построения планов механизма высших классов применяется метод гео метрических мест. В отличие от механизмов 2-го класса в этих механизмах геометрическими местами точек могут быть не только окружности или прямые, но и кривые высших порядков.
53 Определение скоростей и ускорений графо-аналитическим методом. Кривошипно-ползунный механизм.
План скоростей-чертеж, на ко торой изображены в виде отрезков прямых векторы, определяющие по величи не и направлению скорости различных точек звеньев механизма в данный мо мент, причем абсолютные скорости должны быть отложены от одной точки, на зываемой полюсом - р. Для построения плана скоростей назначается масштаб ный коэффициент скорости [мюv ]=мс-1/мм.
Основные свойства планов скоростей:
1)Векторы, исходящие из полюса, представляют собой абсолютные скоро сти точек звеньев механизма.
2)Отрезки плана скоростей, не проходящие через полюс, означают I тельные скорости.
3)Концы векторов абсолютных скоростей точек звеньев механизма, жестко связанных между собой (в частности принадлежащих одному звену), на плане скоростей образуют фигуры подобные, сходственно расположенные и повернутые на 90° относительно фигур, образованных этими точками на схеме меха низма(теорема подобия для груп пы точек).
4) Неподвижные точки механизма располагаются на плане скоростей в полюсе.
Свойства плана ускорений:
где е — угловое ускорение звена;w-угловая скорость звена.
54 Построение плана скоростей и ускорений для шарнирного четырехзвенника.
План скоростей-чертеж, на ко торой изображены в виде отрезков прямых векторы, определяющие по величи не и направлению скорости различных точек звеньев механизма в данный мо мент, причем абсолютные скорости должны быть отложены от одной точки, на зываемой полюсом - р. Для построения плана скоростей назначается масштаб ный коэффициент скорости [мюv ]=мс-1/мм.
Основные свойства планов скоростей:
1)Векторы, исходящие из полюса, представляют собой абсолютные скоро сти точек звеньев механизма.
2)Отрезки плана скоростей, не проходящие через полюс, означают I тельные скорости.
3)Концы векторов абсолютных скоростей точек звеньев механизма, жестко связанных между собой (в частности принадлежащих одному звену), на плане скоростей образуют фигуры подобные, сходственно расположенные и повернутые на 90° относительно фигур, образованных этими точками на схеме меха низма(теорема подобия для груп пы точек).
4) Неподвижные точки механизма располагаются на плане скоростей в полюсе.
Свойства плана ускорений:
70)Скорость ведущего звена механизма в общем случае может изменяться под действием внешних сил, приложенных к звеньям механизма. Эти силы можно разделить на две категории:
- движущие силы, под действием которых скорость возрастает;
- силы сопротивления, под действием которых скорость уменьшается.
Работа движущих сил положительна, работа сил сопротивления – отрицательна.
Одна и та же сила может быть причислена к разным категориям в зависимости от условий работы. Например, сила тяжести при движении звена вниз является силой движущей, придвижении звена вверх – силой сопротивления.
Для определения закона движения пользуются уравнением движения, выведенным на основании теоремы об изменении кинетической энергии:
где
AД – работа движущих сил;
Ac – работа сил сопротивления (без учёта трения);
Т0, Т – соответственно кинетическая энергия в начале и в конце рассматриваемого промежутка времени.
Для установившегося режима движения механизма, состоящего из n подвижных звеньев, справедливо уравнение энергетического баланса, выведенного на основании (6.1).
Это уравнение называют еще уравнением энергетического баланса, и для механизма, состоящего из n подвижных звеньев, его записывают в виде:
Работа всех внешних сил, действующих на звенья механизма, за цикл установившегося движения равна нулю.
Внутри цикла сумма работ не равна нулю, т. е. кинетическая энергия в какие-то моменты времени может аккумулироваться в механизме, в другие моменты эта избыточная энергия расходуется на выполнение работы:
где
Ai – работа всех внешних сил, действующих на i-оe звено;
Ti , Ti0 – кинетическая энергия i-гo звена в конце и в начале промежутка времени соответственно.
Даже при небольшом количестве звеньев в механизме уравнение движения (6.3) получается громоздким, т. к. необходимо просуммировать каждое слагаемое по nзвеньям, учесть все силы, массы, скорости.
Для упрощения задачи пользуются понятиями приведённой силы и приведённой массы, т. е. заменяют все действующие на звенья силы и все массы звеньев эквивалентной по своему действию силой, приложенной к звену с одной массой.
71) Основные этапы создания технических устройств
Создание новых машин, приборов, механизмов и других устройств является довольно длительным и сложным процессом. В нем выделяют следующие этапы: инженерное прогнозирование, аналитическое проектирование, техническое конструирование, производство и испытание.
1.6.1. Инженерное прогнозирование включат в себя формулировку технического задания и сбор научно-технической информации, позволяющей обосновать возможность решения поставленной технической задачи. Часто на этом этапе выполняются научно-исследовательские работы (НИР) с целью получения недостающей информации для обоснования принципиальной возможности создания задуманного технического устройства.
1.6.2. Аналитическое проектирование включает в себя разработку математического описания (математической модели) создаваемого технического объекта и дальнейшее исследование этого объекта с помощью модели. Часто для этих целей используют ЭВМ. Математические модели позволяют получать расчетные технические характеристики и параметры создаваемого объекта при требуемых нагрузках и предполагаемых условиях эксплуатации, даже не имея в натуре прототипа создаваемого технического объекта.
1.6.3. Конструирование - это разработка графической модели технического устройства, по которой возможна материализация создаваемого устройства путем изготовления его в производственных условиях.
Слово "конструирование" происходит от латинского слова "construire" - строить, создавать, сооружать. Обозначает процесс создания нового устройства в виде материального предмета, пригодного для практического пользования.
Люди, занимающиеся конструированием, называются конструкторами. Среди них есть конструкторы-профессионалы и конструкторы-любители. Профессионалы создают образцы новой техники, ориентируясь на современные достижения науки и техники и производственные возможности современных промышленных предприятий (заводов, опытных производств научно-исследовательских институтов, крупных конструкторских бюро и т.п.). Конструкторы-любители создают свои образцы машин, приборов и других технических устройств, действуя в условиях ограниченных возможностей как с точки зрения применения материалов, так и производственных возможностей по обработке этих материалов. В то же самое время в процессе конструирования и у профессионалов и у любителей очень много общего.
Конструирование технического устройства проходит несколько стадий:
1) разработка технического задания (ТЗ);
2) разработка эскизного проекта;
3) разработка технического проекта;
4) разработка рабочего проекта.
Перечисленные стадии оформляются в виде технических документов, совокупность которых составляет комплект конструкторской документации (КД), которая включает в себя текстовые документы и чертежи. Конструкторские документы оформляются в соответствии со стандартами единой системы конструкторской документации (ЕСКД).
Техническое задание представляет собой технический документ, в котором описывается создаваемое устройство и приводятся его основные технические характеристики. В нем указывается название проектируемого устройства, его назначение, выполняемые им основные функции (рабочие процессы), основные технические параметры, а также характеристики. Технические параметры и характеристики являются количественным выражением основных свойств проектируемого объекта.
В ТЗ указывается также условия эксплуатации, массо-габаритные характеристики, эксплуатационные и художественно-эстетические требования.
Эскизный проект включает в себя схемные решения (электрические, кинематические, гидравлические и др.), эскизы общего вида проектируемого изделия и основные его частей, необходимые конструкторские расчеты и краткое описание устройства и его работа. Эскизный проект может содержать (и часто содержит) несколько вариантов реализации создаваемого технического устройства, один из которых (лучший по каким-то критериям) разрабатывается как технический проект.
В техническом проекте разрабатываются чертежи общего вида создаваемого устройства, сборочные чертежи основных узлов и рабочие (деталировочные) чертежи основных деталей. На стадии разработки технического проекта выявляются технические противоречия, не позволяющие добиться поставленных задач и получения необходимых параметров и характеристик (полного выполнения технических условий). Например, уменьшение габаритов устройства приводит к снижению прочности и жесткости деталей, повышение точности изготовления размеров - к резкому увеличению стоимости, повышение теплостойкости и виброустойчивости - к применению более дефицитных и, следовательно, дорогих материалов. Поиск технических решений, снимающих возникающие противоречия, приводит, как уже отмечалось ранее, к изобретениям, а иногда к открытиям.
Одновременно с разработкой чертежей разрабатываются и другие документы, такие как: технические условия (ТУ) и технологический проект на изготовление разрабатываемого устройства (ТП).
В ТУ указывают название устройства, его назначение, условия эксплуатации, основные технические параметры и характеристики, а также методы испытаний и условия приемки изготовленных устройств. ТП содержит описание процесса изготовления устройства в виде технологических документов (технологические карты на соответствующие операции ТП, применяемое оборудование и инструменты, режимы обработки, расчеты затрат времени на изготовление и прочую необходимую информацию, без которой невозможен процесс изготовления).
Вся конструкторская документация выполняется в точном соответствии с единой системой конструкторской документации (ЕСКД), а технологическая - с единой системой технологической документации (ЕСТД).
При разработке рабочего проекта выполняются окончательные чертежи общего вида устройства, сборочный чертеж устройства в целом, сборочные чертежи всех его узлов, рабочие чертежи всех деталей и сборочных единиц. На этой стадии разрабатываются пояснительная записка (ПЗ), техническое описание (ТО) и другие текстовые документы, дополняющие конструкторскую и технологическую документацию. Комплект чертежей вместе с ПЗ, ТО и ТУ составляют комплект конструкторско-технологической документации (ККТД), необходимый для производства опытных образцов устройства. Контроль за ходом опытного производства осуществляется именно по ККТД. Во время опытного производства вводятся необходимые изменения в конструкцию устройства или ТП его изготовления с обязательным внесением всех изменений в ККТД.
Окончательным итогом опытно-конструкторских работ является испытание устройства при предполагаемых условиях эксплуатации и определение степени соответствия его реальных технических характеристик ранее задаваемым. После этого делается вывод о возможности изготовления данного устройства в условиях серийного или массового производства.
72) Материалы деталей обычно выбирают соответственно основному критерию работоспособно сти (в частности, основному виду нагрузки) и требованиям технологичности и экономики.
Металлы и их сплавы.По критерию прочности преимущественно применяют закаливаемые и улучшаемые стали, по критерию жесткости – нормализуемые и улучшаемые стали.
При основных отказах по контактной прочности применяют стали, закаливаемые по поверхности до высокой твердости HRCэ57–62.
При средних значениях общих напряжений и сложных геометрических формах применяют литейные сплавы (чугуны, силумины и др.) в основном без термообработки.
При скольжении под давлением чаще применяют материалы возможно повышенной твердости в паре с антифрикционными материалами (в подшипниках и направляющих) или в паре с фрикционными материалами, имеющими повышенное трение (в фрикционных муфтах и тормозах).
Стали– сплав железа с углеродом до 0,5 %, обладают высокой прочностью, способностью к легированию, термической и химико-термической обработке. Стальные детали эффективно изготов ляют всеми технологическими методами: давлением (прокаткой, ковкой, прессованием), литьем, резанием и сваркой.
Применяют углеродистые стали обыкновенного качества, обозначаемые Ст и номером в порядке повышения прочности (например, Ст3 и Ст5); стали углеродистые качественные, обозначаемые сотыми долями процента содержания углерода (например, 15 и 45); и стали легированные, дополнительно обозначаемые первыми буквами названия легирующего элемента и процентами их содержания (если они больше 1%), например, 12ХН3, означает, что сталь содержит 0,12% углерода, до 1% хрома и 3% никеля.
Обозначения легирующих элементов: В – вольфрам; Г – марганец; М – молибден; Н – никель; Р – бор; С – кремний; Т – титан; Ф – ванадий; Ю – алюминий.
Детали механизмов изготовляют, в основном, из легированных и среднеуглеродистых сталей, большие металлические конструкции транспортных машин, размеры которых определяются прочностью, а также жесткостью, изготовляют из низколегированных или низкоуглеродистых сталей.
73) Материалы деталей обычно выбирают соответственно основному критерию работоспособно сти (в частности, основному виду нагрузки) и требованиям технологичности и экономики .Детали механизмов изготовляют, в основном, из легированных и среднеуглеродистых сталей, большие металлические конструкции транспортных машин, размеры которых определяются прочностью, а также жесткостью, изготовляют из низколегированных или низкоуглеродистых сталей.
Чугун–сплавы железа с углеродом, содержание которого более 2,2%. Выплавляют серые чугуны СЧ 10, 15, 20, 25, 30, 35 и чугуны повышенной прочности с шаровидным графитомВЧ 35, 40, 45, 50, 60, 70. Числа в обозначениях марок – это временное сопротивление на растяжение в декопаскалях. Применяют также белые и отбеленные чугуны, обладающие повышенной твердостью, износостойкостью и коррозионной стойкостью.
Детали механизмов изготовляют, в основном, из легированных и среднеуглеродистых сталей, большие металлические конструкции транспортных машин, размеры которых определяются прочностью, а также жесткостью, изготовляют из низколегированных или низкоуглеродистых сталей.
74) Материалы деталей обычно выбирают соответственно основному критерию работоспособно сти (в частности, основному виду нагрузки) и требованиям технологичности и экономики .Детали механизмов изготовляют, в основном, из легированных и среднеуглеродистых сталей, большие металлические конструкции транспортных машин, размеры которых определяются прочностью, а также жесткостью, изготовляют из низколегированных или низкоуглеродистых сталей.
Легкие сплавына основе алюминия или магния имеют плотность не более 3,5 кг/см3, высокую удельную прочность. Их подразделяют на литейные и деформируемые. Алюминиевые сплавы делятся на силумины (алюминий с кремнием, например, АЛ4) и дюралюмины (алюминий с медью и марганцем, например, МЛ5).
Сплавы цветных металлов.Бронза – сплавы на основе меди обладают высокими антифрикцион нымисвойствами, сопротивлением коррозии и технологичностью. Наилучшие антифрикционные свойства у оловянных бронз, в частности, БрО10НФ. Свинцовые бронзы вследствие их низкой твердости применяют только в виде покрытий, они требуют повышенной твердости и качества сопряженной трущейся поверхности.
Баббиты–хорошо прирабатывающиеся антифрикционные сплавы меди с мягкими металлами(оловом, свинцом, кальцием).
Латуни–сплавы меди с цинком, характеризуются высоким сопротивлением коррозии, электропроводностью, хорошей технологичностью; применяются для изготовления арматуры, труб, гильз патронов.
Пластические массы –материалы на основе высокомолекулярных органических соединений, обладающие в некоторой фазе своего производства пластичностью, позволяющей формовать изделия нужной конфигурации. Кроме основы, служащей связующим компонентом, многие пластмассы имеют наполнитель для повышения механических свойств.
75) Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в котором два подвижных зубчатых звена образуют с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару. Зубчатое звено передачи может представлять собой колесо, сектор или рейку. Зубчатые передачи служат для преобразования вращательных движений или вращательного движения в поступательное.Зубчатое зацепление представляет собой высшую кинематическую пару, так как зубья теоретически соприкасаются между собой по линиям или точкам, причем меньшее зубчатое колесо пары называется шестерней, а большее – колесом. Сектор цилиндрического зубчатого колеса бесконечно большого диаметра называется зубчатой рейкой.Зубчатые передачи можно классифицировать по многим признакам, а именно – по расположениюосей валов(с параллельными, пересекающимися, скрещивающимися осями и соосные); по условиям работы(закрытые – работающие в масляной ванне и открытые – работающие всухую или смазываемые периодически); по числу ступеней(одноступенчатые, многоступенчатые); повзаимному расположению колес(с внешним и внутренним зацеплением); по изменению частотывращения валов(понижающие, повышающие); по форме поверхности, на которой нарезаны зубья (цилиндрические, конические); по окружной скорости колес (тихоходные при скорости до 3 м/с, среднескоростные при скорости до 15м/с, быстроходные при скорости выше 15 м/с); по распо ложению зубьевотносительно образующей колеса (прямозубые, косозубые, шевронные, с криволинейными зубьями); по форме профиля зуба(эвольвентные, круговые, циклоидальные).Кроме перечисленных существуют передачи с гибкими зубчатыми колесами, называемые волновыми.
Достоинствозубчатых передач заключается прежде всего в том, что при одинаковых характеристиках они значительно более компактны по сравнению с другими видами передач. Кроме того, зубчатые передачи имеют более высокий КПД (до 0,99 в одной ступени), сохраняют постоянство передаточного числа, создают относительно небольшую нагрузку на опоры валов, имеют большую долговечность и надежность работы в широких диапазонах мощностей (до десятков тысяч киловатт), окружных скоростей (до 150 м/с) и передаточных чисел (до нескольких сотен).
Недостаткизубчатых передач: сложность изготовления точных передач, возможность возникновения шума и вибрации при недостаточной точности изготовления и сборки, невозможность бесступенчатого регулирования частоты вращения ведомого вала.
76) Виды разрушений зубчатых колес
а) Излом зубьев. Различают два вида излома зубьев. Излом от больших перегрузок, а иногда от перекоса валов и неравномерной нагрузки по ширине зубчатого венца и усталостный излом, происходящий от длительного действия переменных напряжений изгиба которые вызывают усталость материала зубьев.
Усталостные трещины образуются чаще всего у основания зуба на той стороне, где от изгиба возникают напряжения растяжения. Для предупреждения усталостного излома применяют: колёса с положительным смещением при нарезании зубьев; термообработку; дробеструйный наклёп; жёсткие валы, увеличивают модуль и др.
б) Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев. Основной вид разрушения поверхности зубьев для большинства закрытых быстроходных передач, работающих при смазке. Возникает вследствие длительного действия переменных контактных напряжений , вызывающих усталость материала зубьев. Выкрашивание обычно начинается вблизи полюсной лини на ножках зубьев, где развивается наибольшая сила трения, способствующая пластичному течению материала и образованию микротрещин на поверхности зубьев. Развитию трещин способствует расклинивающий эффект смазочного материала, который запрессовывается в трещины зубьев при зацеплении. Повторяясь, такое действие приводит к откалыванию частиц металла поверхности зубьев и к образованию вначале мелких ямок, переходящих далее в раковины. При выкрашивании нарушается условия образования сплошной масляной плёнки, появляется металлический контакт с последующим быстрым износом или задиром поверхности. Для предупреждения усталостного выкрашивания повышают твёрдость поверхности зубьев и степень их точности, правильно выбирают сорт масла и др.
Так как контактные напряжения являются причиной усталостного разрушения, то основным критерием работоспособности и рассвета закрытых передач является контактная прочность рабочих поверхностей зубьев. При этом расчёт зубьев на изгиб производят как проверочный.
В передачах, работающих, со значительным износом (открытые передачи), выкрашивания не наблюдается, так как изнашивание поверхностных слоёв зубьев происходит раньше, чем появляются трещины.
в) Изнашивание зубьев. Основной вид разрушения зубьев открытых передач, а также закрытых, но недостаточно защищённых от загрязнения абразивными частицами (пыль, песчинки, продукты износа и т.п.). Такие передачи встречаются в сельскохозяйственных, транспортных, грузоподъёмных машинах и т.п. По мере изнашивания первоначальный эвольвентный профиль зубьев искажается увеличиваются зазоры в зацеплении, возникают динамические нагрузки и повышенный шум. Прочность изношенного зуба понижается вследствие уменьшения площади поперечного сечения, что может привести к излому зуба. Основные меры предупреждения износа – повышение твёрдости зубьев, защита от загрязнения и др.
г) Заедание зубьев происходит преимущественно в высокоскоростных быстроходных передачах. В месте контакта зубьев развиваются высокие давления и температура, масляная плёнка разрывается и появляется металлический контакт. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Образовавшиеся наросты на зубьях задирают поверхности других зубьев, оставляя на них широкие и глубокие борозды в направлении скольжения. Для предупреждения заедания повышают твёрдость рабочих поверхностей зубьев, применяют противозадирочные масла и другие меры, что и против изнашивания.
Для изготовления зубчатых колес применяют:
- углеродистые качественные стали 40, 45, 50, 55, а также легированные стали марок 40Х, 45Х, 40ХН, ЗОХГТ, 40ХФА, 55Г и другие; термообработка - нормализация, улучшение или закалка;
- легированные стали 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ; термообработка - цементация с закалкой;
- легированные стали 40Х, 40ХФА, 28Х2МЮА; термообработка - азотирование с закалкой;
- отливки из углеродистой стали 45Д, 50Л, 55Л; термообработка - нормализация; д) серый чугун СЧ 30, СЧ35 и высокопрочный чугун ВЧ50-2, ВЧ60-2, ВЧ45-5;
- пластические массы: текстолит ПТ, ПТК, лигнофоль, капрон, древесные слоистые пластики марок ДСП-Б и ДСП-В. В таблице приведены рекомендации по выбору материала и термообработки зубчатой пары в зависимости от условий работы передачи
77) Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
При проектном расчёте прежде всего определяют главный параметр цилиндрической передачи межосевое расстояние , в мм. Расчёт производят по следующим формулам:
− для прямозубой передачи
;
− для косозубой передачи
.
В указанных формулах знак "+" принимают в расчётах передачи внешнего зацепления, а знак "–" – внутреннего зацепления.
Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи
Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс
Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств:
− для прямозубых колёс
;
− для косозубых колёс
где − коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, .
Все геометрические параметры рассчитываемых колёс определены в п. 2.5. Для косозубой передачи дополнительно рассчитывают − коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи по формуле:
Здесь также знак "+" относится к передачам внешнего зацепления, а "–" – внутреннего зацепления.
Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Нмм на шестерне проверяемой передачи:
,
где − КПД передачи, он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно = 0,97.
Проектный расчёт открытой конической прямозубой передачи
Модуль зацепления в среднем сечении зуба конического колеса рассчитывают по формуле
,
где, кроме рассмотренных выше величин (см. п. 2.7), рекомендуют назначить и =1,1…1,2.
Далее рассчитывают основные геометрические параметры зубчатых колёс открытой передачи:
− ширину зубчатого венца (с округлением до целого числа по ряду нормальных линейных размеров);
− делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни ;
− по заданному (или принятому) передаточному числу uотк находим угол при вершине делительного конуса ;
− среднее конусное расстояние ;
− внешнее конусное расстояние ;
− модуль зацепления на внешнем торце ;
− внешний делительный диаметр шестерни .
Проектный расчёт
Основной габаритный размер передачи − делительный диаметр колеса по внешнему торцу − рассчитывают по формуле:
,
где Епр − приведённый модуль упругости, для стальных колёс МПа;
T2 − вращающий момент на валу колеса, Нмм (см.п.2.4);
− коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба
Здесь Кbe − коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния, Кbe = bw / Re. Рекомендуют принять . Меньшие значения назначают для неприрабатываемых зубчатых колёс, когда H1 и H2 > 350 HB или V > 15 м/с .
Проверочный расчёт
При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия
,
где Eпр − приведённый модуль упругости, для стальных колёс МПа;
− вращающий момент на шестерне, Нмм, ;
здесь − КПД передачи.
− коэффициент расчётной нагрузки, ; коэффициент концентрации нагрузки
− коэффициент динамической нагрузки,
− делительный диаметр шестерни в среднем сечении зуба,
;
− угол зацепления, =20 .
Далее проверяют зубья колёс на выносливость по напряжениям изгиба по формулам:
и ,
где − окружное усилие в зацеплении, Н, ;
− коэффициент расчётной нагрузки, . Здесь , а определяют по табл. 2.7 с понижением точности на одну степень против фактической.
− коэффициент формы зуба соответственно шестерни и колеса,
79) Червячной передачейназывается механизм, служащий для преобразованиявращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача состоит из червяка1 и сопряженного с ним червячного колеса Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Витки червяка и зубья червячного колеса соприкасаются обычно по линиям и поэтому представляют собой высшую кинематическую пару. Обычно ведущее звено червячной передачи – червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.
Достоинствачервячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до и=300 и более); высокая кинема тическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.
Недостаткичервячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от η = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).
В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны иметь антифрикционные свойства, износоустойчивость и пониженную склонность к заеданию.
Червяки изготовляют из углеродных или легированных сталей. Наибольшую нагрузочную способность имеют пары, в которых витки червяка термообработаны до высокой твердости (закалка, цементация и т.п.) с последующим шлифованием.
Червячные колеса изготовляют преимущественно из бронзы, реже из латуни или чугуна:
80) Ременной передачейназывается механизм, служащий для преобразования вращательного движения при помощи шкивов, закрепленных на валах, и бесконечной гибкой связи – приводного ремня, охватывающего шкивы.
Ременные передачи применяются почти во всех отраслях машиностроения и являются одним из старейших видов механических передач. В большинстве случаев ременные передачи выполняют как понижающие.
Достоинстваременных передач: простота конструкции и эксплуатации, плавность и бесшум ность работы, обусловленные значительной податливостью приводного ремня, возможность передачи вращения валам, удаленным на большие расстояния (до 15 м и более), невысокая стоимость.
Недостатки: малая долговечность приводных ремней; довольно большие габариты, высокие нагрузки на валы и их опоры; непостоянство передаточного числа большинства ременных передач.
Общие требования, которые предъявляются к материалам приводных ремней, заключаются в следующем: достаточно высокое сопротивление усталости, статическая прочность и износостойкость, высокий коэффициент трения, эластичность (малая жесткость при растяжении и изгибе), а также невысокая стоимость и недефицитность.
81) Цепная передача — это передача механической энергии при помощи гибкого элемента — цепи, за счёт сил зацепления. Может иметь как постоянное, так и переменное передаточное число
Цепные передачи широко используют в сельскохозяйственных и подьемно-транспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях. Их применяют: а) при средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес, не вызываемых необходимостью получения нужного передаточного отношения;
б) при жестких требованиях к габаритам;
в) при необходимости работы без проскальзывания (препятствующего применению клиноременных передач)
Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи, охватывающей звездочки и зацепляющейся за их зубья. Применяют также цепные передачи с несколькими ведомыми звездочками. Кроме перечисленных основных элементов, цепные передачи включают натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения. Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или “гибкость” цепи
Цепные передачи могут выполняться в широком диапазоне параметров
Кроме цепных приводов, в машиностроении применяют цепные устройства, т. е. цепные передачи с рабочими органами (ковшами, скребками) в транспортерах, элеваторах, экскаваторах и других машинах
Достоинства цепных передач:
Однако у цепных передач есть свои недостатки. К ним относятся:
82) Вал– деталь машин, предназначенная для передачи крутящего моментавдоль своей осевой линии. В большинстве случаев валы поддерживают вращающиеся вместе с ними детали (зубчатые колеса, шкивы, звездочки и др.). Некоторые валы (например, гибкие, карданные, торсионные) не поддерживают вращающиеся детали.
Ось– деталь машин и механизмов, служащая для поддержания вращающихся частей, но не передающая полезный крутящий момент.
Конструктивные элементы валов и осей Опорная часть вала или оси называется цапфой. Концевая цапфа называется шипом, а промежуточная – шейкой. Концевая цапфа, предназначенная нести преимущественную осевую нагрузку, называется пятой. Шипы и шейки вала опираются на подшипники, опорной частью для пяты является подпятник. По форме цапфы могут быть цилиндрическими, коническими, шаровыми и плоскими (пяты).
Расчет на статическую прочность.В случаях возможности возникновения кратковременныхпиковых нагрузок для предупрежденияостаточных деформацийпроводится проверочный расчет на статическую прочность по условию
σэкв max= КП σэкв ≤ σт/[sт],
где КП– коэффициент перегрузки, равный отношению максимального момента двигателя к его номинальному значению (при наличии предохранительного устройства КПзависит от момента, при котором срабатывает это устройство); σт – предел текучести материала; [sт] – допускаемый коэффициент запаса прочности по пределу текучести. Обычно принимают [st] = 1,2...1,8.
Расчет валов и осей на жесткость.Под действием приложенных активных и реактивных сил валы изгибаются и скручиваются. Деформации валов при изгибе характеризуются прогибом у и углами поворота α поперечных сечений
Максимальный прогиб вала или оси называется стрелой прогиба и обозначается f. Деформация кручения вала характеризуется углом закручивания φ.
В результате прогиба и поворота сечений вала изменяется взаимное положение зубчатых венцов передач (рис.2.16) и элементов подшипников, что вызывает неравномерность распределения нагрузок по ширине венцов зубчатых колес и длине подшипников скольжения, перекос колец подшипников качения. Деформация кручения валов вызывает неравномерность распределения нагрузки по длине шлицев в шлицевых соединениях по длине венцов валов-шестерен, может быть причиной потери точности ходовых винтов токарно-винторезных станков и причиной возникновения крутильных колебаний валов.
Деформация валов мало влияет на работу ременных и цепных передач, поэтому валы таких передач на жесткость не проверяют. Короткие валы, например, валы редукторов, на жесткость обычно не проверяют, так как прогибы и углы закручивания таких валов невелики, и жесткость их обеспечена.
Условия жесткости валовзаписывают следующим образом:
у≤ [у]; f≤ [f]; α ≤ [α]; .
Здесь [у]– допускаемый прогиб (в месте установки зубчатых колес, [у]≤ 0,01m, где т – модуль зацепления); [f] – допускаемая стрела прогиба (для валов общего назначения в станкостроении [f] ≤ 0,0003l, где l– длина пролета); [α] – допускаемый угол поворота сечения вала (для подшипников скольжения [α] = 0,001 рад, для подшипников качения [α] ≤ 0,05 рад и в значительной мере зависит от типа подшипника; для валов зубчатых передач для сечений в опорах [α] = 0,001 рад); – допускаемый угол закручивания вала (= 0,25...1 град/м и зависит от требований и условий работы конструкции).
Условие жесткости осейзаписывается так:
f≤ [f],
здесь [f] ≤ 0,002l, где l– расстояние между опорами.
83. Подшипники качения представляют собой готовый узел, основным элементом которого являются тела качения – шарики 3 или ролики, установленные между кольцами 1 и 2 и удерживаемые на определенном расстоянии друг от друга обоймой, называемой сепаратором 4.
В процессе работы тела качения катятся по дорожкам качения колец, одно из которых в большинстве случаев неподвижно. Распределение нагрузки между несущими телами качения неравномерно и зависит от величины радиального зазора в подшипнике и от точности геометрической формы его деталей. В отдельных случаях для уменьшения радиальных размеров подшипника кольца отсутствуют и тела качения катятся непосредственно по цапфе или корпусу. Подшипники качения широко распространены во всех отраслях машиностроения. Они стандартизированы и изго-тавливаются в массовом производстве на ряде крупных специализированных заводов. Достоинства и недостатки подшипников качения
Достоинства подшипников качения:
• Сравнительно малая стоимость вследствие массового производства подшипников.
• Малые потери на трение и незначительный нагрев (потери на трение при пуске и установившемся режиме ра-боты практически одинаковы).
• Высокая степень взаимозаменяемости, что облегчает монтаж и ремонт машин.
• Малый расход смазочного материала.
• Не требуют особого внимания и ухода.
• Малые осевые размеры.
Недостатки подшипников качения:
• Высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам вследствие большой жесткости конструк-ции подшипника.
• Малонадежны в высокоскоростных приводах из-за чрезмерного нагрева и опасности разрушения сепаратора от действия центробежных сил.
• Сравнительно большие радиальные размеры.
• Шум при больших скоростях.
Классификация подшипников качения
По форме тел качения подшипники качения классифицируют на:
• шариковые (а);
• роликовые.
Роликовые подшипники качения могут быть с:
• цилиндрическими роликами (б);
• коническими роликами (в);
• бочкообразными роликами (г);
• игольчатыми роликами (д);
• витыми роликами (е).
По направлению воспринимаемой нагрузки подшипники качения классифицируют на:
• радиальные;
• радиально-упорные;
• упорно-радиальные;
• упорные.
По числу рядов тел качения подшипники качения делят на:
• однорядные;
• многорядные.
По способности самоустанавливаться подшипники качения делят на:
• самоустанавливающиеся;
• несамоустанавливающиеся.
По габаритам подшипники качения делят на серии.
Серии подшипников качения и их обозначение
Для каждого типа подшипника при одном и том же внутреннем диаметре имеются различные серии, отличающие-ся размерами колец и тел качения.
В зависимости от размера наружного диаметра подшипники бывают:
• сверхлегкие;
• особо легкие (1);
• легкие (2);
• средние (3);
• тяжелые (4).
В зависимости от ширины подшипника серии подразделяются на:
• особо узкие;
• узкие;
• нормальные;
• широкие;
• особо широкие.
Подшипники качения маркируют нанесением на торец колец ряда цифр и букв, условно обозначающих внутрен-ний диаметр, серию, тип, конструктивные разновидности, класс точности и др.
Две первые цифры справа обозначают его внутренний диаметр d. Для подшипников с d=20..495 мм размер внут-реннего диаметра определяется умножением указанных двух цифр на 5. Третья цифра справа обозначает серию диаметров от особо легкой серии (1) до тяжелой (4). Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника:
Под долговечностью работы подшипника подразумевается максимально возможное количество оборотов, которое выполнят тела качения вокруг оси подшипника до момента появления признаков усталости материала на кольцах или непосредственно на телах качения с сопутствующими изменениями в его работе (шум, избыточный перегрев и, в конечном счете, разрушение изделия).
Уравнение расчета основной долговечности выглядит следующим образом:
Где L10 - основная долговечность (106 оборотов);
C — динамическая грузоподъемность, указываемая в каталогах, в килоньютонах kN;
P — эквивалентная динамическая нагрузка, kN;
p — индекс, в зависимости от конструкции, для шариковых подшипников p = 3, для роликовых p = 10/3
84. Муфтой называется устройство для соединения валов. Основное назначение муфт- передача вращающего момента между валами, без изменения его значения и направления. Кроме передачи момента, некоторые муфты выполняют дополнительные функции.
Для того, чтобы купить муфту, необходимо знать основные принципиальные различия между ними. Длинные валы по условиям технологии изготовления и сборки приходится делать составными, причем составной вал должен работать как целый. Его части соединяют жесткими глухими нерасцепными муфтами.
Для соединения валов с неточно совмещенным осями применяют компенсирующие муфты, которые компенсируют небольшие радиальные, осевые или другие смещения.
Приводы некоторых машине передают переменные моменты, в том числе с ударами. Для уменьшения динамических нагрузок и колебаний используют упругие муфты.
Для пуска и остановки отдельных узлов машин используют управляемые сцепные муфты. При перегрузках и неправильной эксплуатации возможны поломки деталей, чтобы этого не произошло используют предохранительные муфты.
Если движение и момент должны передаваться в одну сторону, и не должны -передаваться в противоположную используют обгонные муфты. Предохранительные и обгонные муфты не требуют участия человека, их называют самодействующими.
Также недавно на рынке появились пневматические муфты
По управляемости муфты могут быть разделены на:
1) Муфты нерасцепляемые, осуществляющие постоянное соединение - глухие, компенсирующие, упругие
2) Муфты сцепные, управляемые,
3) Муфты сцепные, самодействующие (самоуправляемые),по направлению движения - обгонные, по скорости (центробежные), по пути (однооборотные) и т.п.
Основной характеристикой муфт в связи с их основным назначением является вращающий момент.Другими важными показателями являются габариты, масса, момент инерции, относительно оси вращения.
Муфты основных типов регламентированы государственными стандартами.
Классификация муфт
По конструкции:
85. Виды сварки
Электродуговая сварка – основана на использовании электрической дуги для расплавления металла. Для защиты воздуха на поверхности электрода наносят защитную обмазку, которая выделяет большое количество шлака и газы, образуя изолирующую среду. Это обеспечивает повышение качества металла сварного шва.
Сварка под флюсом – основной вид автоматической сварки. Шов формируется за счет расплавленного основного металла. Это сокращает время и расход электродного материала.
Электрошлаковая сварка – источником нагрева служит теплота, которая выделяется при прохождении тока от электрода к изделию через шлаковую ванну. Предназначена для соединения деталей большой толщины. Позволяет заменять сложные и тяжелые цельнолитые конструкции сварными из отдельных простых отливок, что облегчает и снижает стоимость производства.
Контактная сварка – основана на использовании повышенного сопротивления в стыке деталей и осуществляется несколькими способами:
• стыковая сварка – через детали пропускают ток, сила которого достигает нескольких тысяч ампер. В месте стыка выделяется большое количество теплоты, которая разогревает металл до пластичного состояния или поверхностного оплавления, затем ток отключают, а разогретые детали сдавливают;
• точечная сварка – соединение образуется не по всей поверхности стыка, а лишь в отдельных точках, к кото-рым подводят электроды сварочной машины;
• шовная сварка – эту сварку выполняют с помощью электродов имеющих форму дисков, которые катятся в направлении сварки – образуется узкий не прерывистый или прерывистый шов расположенный вдоль стыка деталей.
Наиболее распространены дуговая и контактная сварка. Контактная сварка применяется в массовом производстве для сварки труб, кузовов автомобилей, арматуры, металлической обшивки ж/д вагонов, корпусов самолетов и т.д. 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 кованные.
. Условные обозначения сварных соединений. ГОСТ 5263-58 устанавливает два вида условных обозначений сварных соединений:
а) основные условные обозначения, проставляемые на чертежах и других технических документах: буквенное обозначение вида сварки; условный графический знак типа шва; размер швов в сечении; длину участка шва; вспомогательные знаки, характеризующие взаимное расположение участка шва;
б) дополнительные (буквенно-цифровые) - условные обозначения, рекомендуемые при переписке; буква, определяющая вид сварного соединения; цифра, определяющая тип шва (см. таблица №31).
Сварные швы на чертежах указываются знаком, состоящим из двух отрезков: горизонтального (полки) для размеров, знаков и подписей и наклонного с односторонней стрелкой для указания места расположения сварного шва (фиг. 492, а). Допускается излом наклонной линии (492, б). В тех случаях, когда сварные швы одинаковы, допускается проведение нескольких наклонных линий сходящихся в одном конце полки (фиг. 492, в). Монтажные швы, выполняемые при монтаже узлов и изделий, обозначаются буквой М над наклонным отрезком со стрелкой (фиг. 492, г).
Условные знаки типов швов и размеры у видимого шва проставляются над полкой, у невидимого - под полкой (фиг. 493).
Видимым швом для угловых, тавровых соединений и соединений внахлестку условно считается шов, расположенный на чертеже внешней поверхностью по отношению к наблюдателю (494, а), для стыковых соединений - шов, расположенный по отношению к наблюдателю более широкой поверхностью (494, б). Так же считаются видимыми швы в разрезе и швы на виде с торца.
ГОСТ 5263-58 допускает изображение шва штриховыми линиями, перпендикулярными к линии шва (фигура 495).
Виды сварок обозначаются следующими буквами: электродуговая - Э, газовая - Г, контактная - Кт, в среде защитных газов - 3. Допускается не проставлять на полке-выноске при выполнении швов электродуговой сваркой буквенное обозначение вида сварки Э.
Если для одного и того же изделия или его составных частей применяются различные способы выполнения сварки, то перед обозначением вида сварки следует проставлять буквенное обозначение способа сварки: автоматической - А; полуавтоматической - П и ручной - Р.
87. Шпоночные соединения
Шпоночные соединения состоят из вала, шпонки и ступицы. Шпонка представляет собой стальной брус, вставляе-мый в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи момента между валом и ступицей колеса, шкива, звездочки. Основные типы шпонок стандартизированы.
Виды шпоночных соединений
Шпоночные соединения подразделяются на:
• не напряженные: с использованием призматических и сегментных шпонок (при сборке в деталях не возни-кают предварительные напряжения);
• напряженные: с применением клиновых и тангенциальных шпонок (при сборке возникают монтажные на-пряжения).
Расчет на срез и смятие
Момент с вала на ступицу передается боковыми гранями шпонки. На этих боковых гранях возникают напряжения смятия см, а в продольном сечении шпонки – напряжения среза ср.
Сечение шпонки подбирают по известному диаметру вала d из стандарта, а длину принимают на 5…10 мм меньше длины ступицы. Затем проверяют прочность соединения на смятие по формуле:
,
где Ft - окружная сила, Н; Aсм - площадь смятия, мм2; Mk - крутящий момент, Н х м; d – диаметр вала, мм; k – глубина врезания шпонки в ступицу, мм; h – высота шпонки, мм; t1 – глубина паза на валу, мм; lp – расчетная длина шпонки, мм; [см] – допускаемые напряжения смятия, МПа.
На срез стандартные шпонки не проверяют, так как размеры поперечного сечения b и h подобраны таким образом, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. При необходимости проверки на срез используют следующую формулу:
,
где b – ширина шпонки, мм; [ср] – допускаемое напряжение на срез, МПа.
88. Основные виды резьбы.
Резьбы применяются для соединения двух и более деталей и для передачи движения в машинах и механизмах. В промышленности применяются резьбы следующих типов(фигура 431)
(а) - Треугольная
(б) - Трапецеидальная
(в) - Упорная
(г) - Круглая
(д) - Прямоугольная
Резьбы треугольного профиля, обладающие свойством самоторможения, называются крепежными. Резьбы трапецеидального, упорного и других профилей называются ходовыми. Резьбы бывают цилиндрические и конические (фигура 432).
Основными размерами резьбы являются:
d0 - наружный диаметр резьбы (иногда равен диаметру стержня)
d1 - внутренний диаметр резьбы
s - шаг резьбы
t - глубина резьбы (разность между радиусами окружностей наружного диаметра и внутреннего).
Резьба изготовляется накаткой или нарезанием.
Винты.
Винт представляет собой стержень с головкой и резьбой. Винты применяются для соединения деталей. Винты, изготовляемые резанием, называются точеными, а штамповкой и с накатанной резьбой, называются накатанными. Форма головки винта зависит от его назначения. Различают винты с головкой под отвертку (451, а) и под ключ (451, б).
В таблице 15 приведено несколько видов винтов с указанием основных размеров.
Гайки.
Гайки представляют собой правильные шестиугольные призмы с нарезанным отверстием (фиг. 452), у которых с одного или с двух оснований сняты конические фаски.
Если на шестигранной гайке прострагивается для шплинта канавка, гайка называется прорезной. Шестигранная гайка, имеющая цилиндрический выступ с канавками для шплинтов, называется корончатой. Гайки в зависимости от характера обработки поверхности бывают нормальной и повышенной точности. Кроме шестигранных, изготовляются круглые гайки с прорезями для ключа (453, а), а также фасонные гайки - барашки для завертывания без ключа (453, б).
|
Стопорение резьбовых соединений |
|
Резьбовые соединения, как бы они ни были крепко затянуты, должны быть надежно застопорены, т.е. предохранены от самоотвинчивания. На фиг. 262 изображены основные способы стопорения резьбовых соединений. Фиг.262. Способы стопорения 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. |
92 Кинематический и силовой расчет цепных передач
Кинематический расчет. Звенья цепи, находящиеся в зацеплении с зубьями звездочек, располагаются на звездочке в виде сторон многоугольника (рис.79), поэтому за один оборот ведущей звездочки цепь перемещается на значение периметра многоугольника, в котором стороны равны шагу цепи Р, А число сторон равно числу зубьев звездочки. В следствии того, что звенья цепи располагаются вокруг звездочки По сторонам многоугольника, то скорость цепи переменна.
Колебания передаточного отношения передачи, а значит скорости тем больше чем меньше число зубьев на ведущей звездочке. При выполнении рекомендаций по выбору чисел зубьев звездочек и параметров передачи колебания скорости не превышают 1...2%, поэтому расчеты выполняют по среднему передаточному отношению и средней скорости цепи. Средняя (за оборот) скорость цепи
== (13.8)
Среднее (за оборот) передаточное отношение
. (13.9)
Силовой расчет. Окружная сила, которая передается цепью на ведущей звездочке
, (13.10)
Где - делительный диаметр ведущей звездочки, с учетом того, что , то окружная сила на ведущей звездочке
. (13.11)
Усилие от предварительного натяга цепи от провисания
, (13.12)
Где - погонная масса цепи, которая определяется в зависимости от шага цепи (таблица 13.1); - межосевое расстояние в метрах; - коэффициент учитывающий угол наклона оси по центрам звездочек к горизонтальной плоскости
.
Усилие от центробежных сил на звездочке
, (13.13)
Где - средняя скорость цепи в м/с.
Динамическая нагрузка на цепь
(13.14)
Где - коэффициент динамического нагружения, .
В работающей передаче усилие в ведущей ветви:
, (13.15)
В ведомой ветви
. (13.16)
94 Достоинства и недостатки цилиндрических передач.
Преимущества:
1. Данные механизмы обладают очень высоким КПД. Пожалуй, цилиндрическая зубчатая передача обладает самым высоким КПД – около 98%, и не зависит от передаточного отношения. Таким образом, он имеет очень хорошие показатели экономичности.
2. Они способны передавать большую мощность почти без потерь.
3. Относительно невысокий люфт выходного вала позволяет использовать их в приводах позиционирующих устройств. Кинематическая точность редукторов цилиндрического типа значительно выше, чем у червячного типа.
4. Вследствие высокого КПД, цилиндрический редуктор обладает невысоким нагревом корпуса. Практически вся энергия передается от источника потребителю, и не рассеивается.
5. При любом передаточном отношении они обладают высокой обратимостью (отсутствие самоторможения). У любого механизма цилиндрического типа выходной вал можно провернуть.
6. Цилиндрические редукторы демонстрируют уверенную работу даже при неравномерных нагрузках, а так же в условиях частых пусков-остановов. Таким образом, целесообразно использовать в приводах шредеров, измельчителей, дробилок и других машин, работающих с ударной нагрузкой.
7. Обладают высокой надёжностью. Ресурс, как правило, составляет не менее 25000 часов.
8. Большая степень вариативности зубчатых передач позволяет подобрать редуктор с оптимальным передаточным отношением.
Недостатки:
1. Очень низкое передаточное число одной ступени редуктора. Передаточное отношение одноступенчатого цилиндрического редуктора не может превышать 1:6,3. Следовательно, для получения более высокого передаточного отношения необходимо увеличивать количество ступеней, а это ведёт к увеличению габаритов. Даже одноступенчатый механизм с передаточным отношением 1:5 имеет внушительные размеры.
2. Высокий уровень шума. Механизмы цилиндрического типа имеют более высокие шумовые характеристики по сравнению с редукторами червячного типа.
3. Отсутствие самоторможения в некоторых случаях является недостатком, когда недопустим поворот выходного вала под воздействием внешней нагрузки. Вследствие чего необходима установка дополнительных устройств для устранения этого явления.
95. Достоинства и недостатки червячных передач.
Указанные недостатки обусловлены связанной с геометрией передачи невозможностью получения жидкостного трения
F1
F2
F3
F4
F1
F2
F3
F4
FΣ
Fx
Fy
α
X
Y
F
FΣx
FΣy
αx
X
Y
αy
h
z
v
n
n
a
a
b
a
r
k
O
O
A
1
τ
τ
ω
ε