1. Критерии экономичности Экономичность – минимальная стоимость затрат на проектирование, изготовление и эксплуатацию изделий. Критериями экономичности являются: Производительность - достижение

1. Критерии экономичности Экономичность – минимальная стоимость затрат на проектирование, изготовление и эксплуатацию изделий. Критериями экономичности являются: Производительность - достижение экономического эффекта за счет совершения большего числа операций в единицу времени; Энергоемкость - достижение экономического эффекта за счет повышения КПД: Материалоемкость - достижение экономического эффекта за счет минимизации массы и габаритов изделия: Технологичность – это приспособленность изделия к его изготовлению с помощью передовых технологий; Унификация и стандартизация – применения наиболее рациональных форм и размеров деталей и узлов. Достижение экономического эффекта за счет обеспечения положительного психологического климата при работе человека с изделием называют эстетичностью. Достижение экономического эффекта за счет соответствия машины физиологическим и антропометрическим особенностям человека (например, более удобное расположение рычагов (тумблеров, кнопок) управления, рассчитанное на среднего человека и т.д.), называют эргономичностью. Достижение экономического эффекта за счет положительного взаимодействия с окружающей средой (например, установка дополнительных очистных агрегатов, безотходное производство и т.д.) называют экологичностью. Соединение с гарантированным натягом - это напряженное неразъемное соединение, в котором натяг создается необходимой разностью посадочных размеров насаживаемых одна на другую деталей. Для фиксации деталей одна относительно другой используются силы упругости предварительно деформированных деталей. Достоинство соединений цилиндрических деталей с натягом является возможность выполнения их для очень больших нагрузок и хорошее восприятие ими ударных нагрузок. К недостаткам относится большое рассеивание сил сцепления в связи с рассеиванием действительных посадочных размеров в пределах допусков и коэффициентов трения. Характерными примерами соединение с натягом могут служить кривошипы, пальцы кривошипов. Способы соединения с натягом: - запрессовкой, простейший и высокопроизводительный способ, обеспечивающий удобного контроля измерения силы запрессовки, но связанный с опасностью повреждения поверхностей и затрудняющий применение покрытий; -нагревом охватывающей детали до температуры ниже температуры отпуска – способ, обеспечивающий повышения прочности сцепления более чем в 1,5 раза по сравнению с запрессовкой и особенно эффективный при больших длинах соединяемых деталей; -охлаждением охватываемой детали – способ, преимущественно применяемый для небольших деталей, например втулок, в массивные корпуса деталей, при этом обеспечивается наибольшая прочность сцепления.

2. Расчет соединения включает определение необходимого натяга для обеспечения прочности сцепления и проверку прочности соединяемых деталей. Необходимая величина натяга определяется требуемым давлением на посадочной поверхности. Давление р должно быть таким, чтобы силы трения оказались больше внешних сдвигающих сил. При нагружении соединения осевой силой F_a условие прочности примет вид: , откуда , где f –коэффициент трения; d и L – диаметр и длина посадочной поверхности; К_с – коэффициент запаса сцепления.

При нагружении соединения вращающим моментом Т условие прочности примет вид , откуда . При одновременном нагружении вращающим моментом Т и сдвигающей силой F_a.Расчет ведут по равнодействующей окружной и осевой силе , откуда . Коэффициент запаса сцепления принимается равным К_с = 2…3. Номинальный натяг N связан с посадочным давлением р зависимостью Ляме

, , , d – посадочный диаметр; D – наружный диаметр охватывающей детали.Натяг посадки, измеряемый по вершинам микронеровностей, N должен быть больше номинального натяга на величину обмятия микронеровностей , ,

где Ra, Rz – средние арифметические отклонения профилей и высота микронеровностей.

3. Сварные соединения это неразъемные соединения, основанные на использовании сил молекулярного сцепления свариваемых деталей при их местном нагреве до расплавленного состояния.Сварные соединения являются наиболее совершенные неразъемные соединения, так как лучше других приближают соединяемые детали к целым. Прочность сварных соединений при статических и динамических нагрузках доведена до прочности деталей из целого металла. Соединения подразделяются на: стыковые, нахлесточные, угловые и тавровые Недостатком сварки является нестабильность качества шва, зависящая от квалификации сварщика. Этот недостаток в значительной степени устраняется применением автоматической сварки.Условие прочности имеет вид .Напряжения при совместном действии растягивающей силы F и изгибающего момента М_и в плоскости расположения деталей определяют по зависимости . где W_с - момент сопротивления сечения шва. Сварное нахлесточное соединение выполняют фланговыми, лобовыми или косыми угловыми швами. Угловые швы в конструкциях часто не предназначены для передачи нагрузок, т.к. обладают высокой конц-ей напряжений. Осн хар-ками углового шва явл-ся – катет и – раб высота. Величина нахлестки должна быть не менее (). Условие прочности нахлесточного соед-я фланговым швом имеет вид: .

4. Сварные соединения это неразъемные соединения, основанные на использовании сил молекулярного сцепления свариваемых деталей при их местном нагреве до расплавленного состояния.Сварные соединения являются наиболее совершенные неразъемные соединения, так как лучше других приближают соединяемые детали к целым. Прочность сварных соединений при статических и динамических нагрузках доведена до прочности деталей из целого металла. Соединения подразделяются на: стыковые, нахлесточные, угловые и тавровые Недостатком сварки является нестабильность качества шва, зависящая от квалификации сварщика. Этот недостаток в значительной степени устраняется применением автоматической сварки Для уменьшения касательных напряжений лобовые швы накладывают с двух сторон Расчет лобовых швов (как и фланговых) ведут по напряжениям среза: . При сварке несимметричных деталей, например уголка, нагрузка на фланговые швы располагается по правилу рычага , где F₁, F₂ – нагрузка на швы; е₁, е₂ – расстояния от центра тяжести сечения элемента до центров тяжести сечения швов.(Площадь расчетного сечения А = L×k×cos 45^o =0,7×k×L, где L – длина шва).

5. Сварные соединения это неразъемные соединения, основанные на использовании сил молекулярного сцепления свариваемых деталей при их местном нагреве до расплавленного состояния.Сварные соединения являются наиболее совершенные неразъемные соединения, так как лучше других приближают соединяемые детали к целым. Прочность сварных соединений при статических и динамических нагрузках доведена до прочности деталей из целого металла. Соединения подразделяются на: стыковые, нахлесточные, угловые и тавровые Недостатком сварки является нестабильность качества шва, зависящая от квалификации сварщика. Этот недостаток в значительной степени устраняется применением автоматической сварки Применяют комбинированные швы, состоящие из фланговых и лобовых и косые швы: , где - периметр комбинированного шва; - периметр косого шва.

13. Равнодействующая нагрузка соединения перпендикулярна плоскости стыка и проходит через его центр тяжести. Этот случай типичен для болтовых соединений круглых
и прямоугольных крышек, нагруженных давлением жидкостей или газов. При этом болтам дают затяжку, обеспечивающую плотность соединения. Все болты такого соединения нагружены одинаково. Внешняя нагрузка, приходящаяся на один болт,
F=FΣ/z, где z—число болтов. Расчетную нагрузку болтов определяют по формулам F_p=F_зат+xF; F_3aT = K_3aTF, где К_зат — коэффициент затяжки, или приближенно по формулам F = (0,2...0,3) F; Fp = F3aT + (0,2...0,3)F.

Нагрузка соединения сдвигает детали в стыке. Примером служит крепление кронштейна (рис. 1.30). При расчете соединения силу заменяем такой же силой, приложенной в центре тяжести стыка, и моментом Т= FZL Момент и сила стремятся повернуть и сдвинуть кронштейн. Нагрузка от силы Fz распределяется по болтам равномерно:
F=FΣ/z.

6. Расчет тавровых сварных соед-й ведут аналогично стыковым и нахлесточным сварным соед-ям в зависимости от используемых типов швов: - для стыкового шва расчет проводят по норм напряж-ям растяжения: ; - для углового шва расчет проводят по напряжениям среза: .

Основное требование при проектировании сварных конструкций - обеспечение равнопрочности шва и соединяемых им деталей. В соответствии с этим требованием в зависимости от размеров и расположения свариваемых деталей устанавливают соответствующий тип шва данного соединения. Если сварное соединение осуществляется несколькими швами, то их располагают так, чтобы они были нагружены равномерно. Прочность сварного соед-я зависит от: качества осн-го мат-ла; совершенства технол-го процесса сварки; конструкции соед-я и способа сварки; характера действующих нагрузок. Допуск напряж-я на растяжение осн металла при статических нагрузках: , где – допускаемый коэффициент запаса прочности (в зависимости от используемой стали); - предел текучести основного металла; - допускаемое напряжение на растяжение основного металла. Допуск напряж-я для сварных швов при стат нагрузке задают в долях от допуск напряж-я на растяжение осн металла : - при растяжении (сжатии); - при срезе. При переменных нагрузках значения допускаемых напряжений снижают умножением на коэффициент : , где - эффективный коэффициент концентрации напряжений; - коэффициент асимметрии цикла; и - числовые коэффициенты. Верхние знаки в этой формуле принимают, если больше абсолютное значение растягивающего напряжения, а нижние - сжимающего. Для углеродистых сталей принимают и , а для низколегированных и . Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений для стали принимают в зависимости от типа сварного шва: - для стыковых швов; - для лобовых швов; - для фланговых швов. Пути повышения прочности сварных соединений: применение соответствующего типа сварки и электрода; равномерное нагружение сварных швов; применение соответствующего профиля сварного шва; применение нескольких сварных швов.

7. Резьба — выступы, образованные на основной поверхности винтов или гаек и расположенные по винтовой линии. По форме основной поверхности различают цилиндрические и конические резьбы. Профиль резьбы — контур (например, abc) сечения резьбы в плоскости, проходящей через ось основной поверхности. По форме профиля различают треугольные, прямоугольные, тра­пецеидальные, круглые и другие резьбы. По направлению винтовой линии различают правую и левую резьбы. Если витки резьбы расположены по двум или нескольким параллельным винтовым линиям, то они образуют многозаходную резьбу. По числу захода различают однозаходную, двухзаходную и т. д. резьбы. Наиболее распространена однозаходная резьба. Все крепежные резьбы однозаходные. Многозаходные резьбы применяются преимущественно в винтовых механизмах. Число заходов больше трех применяют редко. d - наружный диаметр; d₁ - внутренний диаметр; d₂ – средний диаметр; h - рабочая высота профиля; р – шаг; р₁ – ход (поступательное перемещение образующего профиля за один оборот или относительное осевое перемещение гайки за один оборот); Для однозаходной резьбы р₁ = p; для многозаходной p₁ = nр, где n - число заходов; α - угол профиля; ψ - угол. tg ψ = p₁/(πd₂) = np/(nd₂) Момент трения на торце гайки или головки где ; – коэффициент трения на торце гайки.

9. Расчет резьбы на прочность. Условие прочности крепежной резьбы по напряжениям среза: τ = F / (π·d₁·H·K·K_m) ≤ [τ] - для винта, τ = F / (π·d·H·K·K_m) ≤ [τ] - для гайки, где H – глубина завинчивания винта в деталь или высота гайки, для треугольной резьбы K = 0,87; для прямоугольной К = 0,5; для трапецеидальной К = 0,65; K_m = 0,6…0,7;
Условие износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия: σ_см = F / (π·d₂·h·z) ≤ [σ_см], где z = H / p – число рабочих витков (например, число витков гайки).

8. При рассмотрении сил в винтовой паре удобно резьбу развернуть по среднему диаметру в наклонную плоскость, а гайку заменить ползуном.Сила взаимодействия наклонной плоскости с ползуном при относительном движении представляет собой равнодействующую F нормальной силы и силы трения. Следовательно, эта сила наклонена к нормали n-n под углом трения j. В результате разложения равнодействующей силы F на окружную F_t и осевую F_о, получаем , где j - угол трения , f’- приведенный коэффициент трения в резьбе . Момент Т_зав завинчивания гайки или винта с головкой представляется суммой момента Т_р в резьбе и момента Т_т на торце гайки или головки винта.Вращающий момент Т_р, который необходимо приложить при завинчивания гайки (момент в резьбе), имеет вид . Момент завинчивание запишем с учетом зависимостей (12.4) и (12.5) .КПД резьбы определяют как отношение полезной работы на винте к затрачиваемой работе на ключе при повороте на произвольный угол. Для простоты и общности вывода удобно рассматривать поворот на малый угол dg, при котором силы даже в условиях затяжки крепежной резьбы можно считать постоянными. Тогда КПД собственно резьбы без учета трения на торце составит , где dh – осевое перемещение, соответствующее повороту на угол dg, .Подставляя в полученную зависимость значение момента Т_Р на резьбе, получаем . При отвинчивании момент получают, как и при завинчивании, при этом изменяется только знак угла подъема на противоположный . Условие самоторможения следующие , , . Для нормальной метрической резьбы с углом подъема y = 2^о30’ самоторможение даже при отсутствии трения на торце гайки наступает при j > 2,30’, т. е. при коэффициенте трения f > 0,045. При наличии трения на торце гайки самоторможение наступит при коэффициенте трения f > 0,02.

10.. Обозначим Δ_А, Δ_B, Δ_C, Δ_D перемещения соответствующих точек. Вследствие растяжения участка АВ винта Δ_B < Δ_А, а вследствие сжатия участка CD гайки Δ_D < Δ_C. Относительное перемещение точек А и D, В и С: Δ_АD = Δ_А - Δ_D; Δ_BC = Δ_B - Δ_C; Учитывая предыдущие неравенства, находим Δ_АD > Δ_BC. Следовательно, нагрузка первого витка больше нагрузки второго и т. д. График распределения нагрузки по виткам, полученный на основе решения системы уравнений для стандартной шестивитковой гайки высотой Н=0,8d, изображен на рис. 1.15, б. График свидетельствует о значительной перегрузке нижних витков и нецелесообразности увеличения числа витков гайки, так как последние витки мало нагружены. По этому условию нецелесообразно применение мелких резьб (при высоте гайки Н=const). Высоту гайки и глубину завинчивания определяют из условия равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение. Так, например, если принять в качестве предельных напряжений пределы текучести материала на растяжение и срез и учитывая, что _т ≈ 0,6 _г, условие прочности будет иметь вид

откуда при К = 0,87 и К_т= 0,6 получаем Н=0,8 , где – напряжение растяжения в стержне винта, рассчитанное приблизительно по внутреннему диаметру резьбы d_t. Поэтому высоту нормальных стандартных гаек крепежных изделий принимают Н = 0,8 .Кроме нормальных, стандартом предусмотрены высокие (Н = 1,2d) и низкие (Н = 0,5d) гайки.

11. Расчет на прочность затянутого и незатянутого болта: Растягивающая внешняя нагрузка без затяжки болтов: σ = F / [(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = 0,6[σ_т]
Растягивающая внешняя нагрузка с затяжкой болтов: σ_ЭК = 1,3F_ЗАТ/[(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / S_Т
Статическая внешняя нагрузка: σ = 1,3F_Р / [(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / S_Т при неконтролируемой затяжке и [σ] = σ_Т / (1,5…2,5) при контролируемой затяжке. Здесь F_P = F_ЗАТ + (0,2…0,3)F, F_ЗАТ = K_ЗАТF – при постоянной нагрузке K_ЗАТ = 1,25…2; при переменной нагрузке K_ЗАТ = 2,5…4; при мягкой прокладке K_ЗАТ = 1,3…2,5; при металлической фасонной прокладке K_ЗАТ = 2…3,5; при металлической плоской прокладке K_ЗАТ = 3…5; F – внешняя нагрузка соединения приходящаяся на один болт.
Поперечная внешняя нагрузка, болты поставлены с зазором, затяжка неконтролируемая: σ_ЭК = 1,3F_ЗАТ/[(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / S_Т
Поперечная внешняя нагрузка, болты поставлены с зазором, затяжка контролируемая: σ_ЭК = 1,3F_ЗАТ/[(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / (1,5…2,5)
Поперечная внешняя нагрузка, болты поставлены без зазора: τ = F/[(π/4)d²i] ≤ [τ], где i – число плоскостей среза (на рисунке i = 2), τ = 0,4σ_Т при статической внешней нагрузке, τ = (0,2…0,3)σ_Т при переменной внешней нагрузке. σ _см = F/(d·δ₂) ≤ [σ _см], для крайней детали σ _см = F/(2d·δ₂) ≤ [σ _см], где для стали [σ_см] = 0,8σ_т, для чугуна [σ_см] = (0,4…0,5)σ_в

12. Нагрузка соединения сдвигает детали в стыке. Примером служит крепление кронштейна (рис. 1.30). При расчете соединения силу заменяем такой же силой, приложенной в центре тяжести стыка, и моментом Т= FZL Момент и сила стремятся повернуть и сдвинуть кронштейн. Нагрузка от силы Fz распределяется по болтам равномерно:
F=FΣ/z.

Нагрузка раскрывает стык деталей. Методику решения рассмотрим на примере рисунок 4.35. Раскладываем силу F на составляющие F₁ и F₂. Переносим эти составляющие в центр стыка, в результате получаем действие сил F₁ и F₂ и момента . F₁ и М раскрывают стык, a F₂ сдвигает детали. Нераскрытие стыка и отсутствие сдвига обеспечивают усилием затяжки болтов F_зат. Допустим, что при действии момента М детали поворачиваются так, что стык остается плоским, тогда напряжения в стыке от М распределяются по линейному закону.

14. Нагрузка соединения раскрывает стык деталей. Этот случай часто встречается в практике (крепление всевозможных крон штейнов, стоек и т. п.). Метод решения рассмотрим на примере рис. 1.32. Раскладываем силу R на составляющие R_x и R₂. Действие этих составляющих заменяем действием сил R_x и R₂,приложенных в центре стыка, и действием момента

M = R₂l₂-R_ll_x

R_x и Μ раскрывают стык, a R₂ сдвигает детали. Возможность раскрытия стыка и сдвига деталей устраняют затяжкой болтов с силой F_MT.

Расчет по условию нераскрытия стыка. До приложения нагрузки R затяжка образует в стыке напряжения смятия

Fзат ⁼ F_3AjZ/A_CJ

которые приближенно считаем равномерно распределенными по стыку. В формуле (1.44) ζ — число болтов, А_СТ — площадь стыка.

При решении задачи о том, как изменяются напряжения в стыке под действием момента Μ, необходимо выяснить,вокруг какой оси поворачивается крон штейн. Применяя принцип наименьше го сопротивления, можно полагать, что поворот происходит вокруг оси сим метрии стыка, так как относительно этой оси возникает наименьший мо мент сопротивления повороту (меньше момент инерции площади стыка). Это условие соблюдается только при до статочно большой затяжке болтов, обеспечивающей нераскрытие стыка. При раскрытии стыка ось поворота смещается от оси симметрии к кромке стыка. Если затяжка отсутствует, то осью поворота будет кромка стыка. Следовательно, затяжка соединения проявляет себя как пайка или склейка деталей по всему стыку. До тех пор пока стык не раскрылся, кронштейн и основание можно рассматривать как единое целое. Испытания подтвержда ют это положение.

15. Все основные виды шпонок можно разделить на клиновые и призматические. Первая группа шпонок образует напряженные, а вторая — ненапряженные соединения.

Соединение клиновыми шпонками (например, врезной клиновой шпонкой; рис. 6.1) характеризуется свободной посадкой ступицы на вал (с зазором); расположением шпонки в пазе с зазорами по боковым граням (рабочими являются широкие грани шпонки); передачей вращающего момента от вала к ступице в основном силами трения

Соединение призматическими шпонками ненапряженное. условия прочности

Конструкция соединения с цилиндрической шпонкой (штифтом) показана на рис. 6.5. Цилиндрическую шпонку используют для закрепления деталей на конце вала. Отверстие под шпонку сверлят и обрабатывают разверткой после посадки ступицы на вал. При больших нагрузках ставят две или три цилиндрические шпонки, располагая их под углом 180° или 120° соответственно. Цилиндрическую шпонку устанавливают в отверстие с натягом. В некоторых случаях шпонке придают коническую форму.

Условие прочности соединения цилиндрической шпонкой по напряжениям смятия аналогично формуле (6.1):

16. Зубчатые (шлицевые) соединения бразуются при наличии наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии ступицы. Стандартом предусмотрены три серии соединений: легкая, средняя и тяжелая', они отличаются высотой и числом зубьев. Число зубьев изменяется от 6 до 20. У соединений тяжелой серии зубья выше, а их число больше, что позволяет передавать большие нагрузки. По форме профиля различают зубья прямобочные, эвольвент- ные и треугольные. Последние мало распространены и здесь не рассматриваются.

Расчет зубчатых соединений где Τ—номинальный крутящий момент (наибольший из длительно действующих); Къ = 0,7...0,8 — коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям; ζ— число зубьев; h — рабочая высота зубьев; /—рабочая длина зубьев; dcp— средний диаметр соединения.

17. Механической передачей называют механизм, который преобразует параметры движения двигателя при передаче исполнительным органам машины Основные характеристики передач: мощность Ργ на входе и Р2 на выходе, Вт; быстроходность, которая выражается частотой вращения пх на входе и Пу на выходе, мин-1, или угловыми скоростями ωχ и со2

Основные параметры. Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, а большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 7, а параметрам колеса — 2

Решающее влияние на работоспособность зубьев оказывают два основных напряжения: контактные напряжения σΗ и напряжения изгиба aF

18. Повреждение поверхности зубьев. Все виды повреждения поверхности зубьев (рис. 8.12) связаны с контактными напряжениями и трением. Усталостное выкрашивание от контактных напряжений (рис. 8.12, а) является основным видом разрушения поверхности зубьев при хорошей смазке передачи (чаще всего это бывают закрытые, сравнительно быстроходные передачи, защищенные от пыли и грязи).

Абразивный износ (рис. 8.12, б) является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. К таким передачам относятся, прежде всего, открытые передачи, а также закрытые, но недостаточно защищенные от загрязнения абразивными частицами (пыль, продукты износа и т. п.).

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

Открытые цилиндрические передачи выполняют с прямыми зубьями и применяют при окружных скоростях колес ν ^2 м/с. Вследствие повышенного изнашивания зубьев открытые переда чи считают прирабатывающимися при любой твердости рабочих поверхностей зубьев. Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принима ют: коэффициенты долговечности = К/ч. = 1; коэффициенты концентрации нагрузки /(^ = /(^= 1.

Расчетное значение модуля увеличивают на 30 % из-за повы шенного изнашивания зубьев.

19.Расчетная нагрузка За расчетную нагрузку принимают максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев:
q = K/ где — нормальная сила в зацеплении; K— коэффициент расчетной нагрузки; — коэффициент концентрации нагрузки; Κν — коэффициент динамической нагрузки; — суммарная длина линии контакта зубьев.
Концентрация нагрузки и динамические нагрузки различно влияют на прочность по контактным и изгибным напряжениям.
Коэффициент концентрации нагрузки Концентрация или неравномерность распределения нагрузки по длине зуба связана с деформацией валов, корпусов, опор и самих зубчатых колес, а также с погрешностями изготовления передачи. Поясним это сложное явление на примере, учитывающем только прогиб валов.

20. Концентрация нагрузки увеличивает контактные напряжения и напряжения изгиба. Для уменьшения опасности выламывания углов зубьев на практике применяют колеса со срезанными углами (см. рис. 8.13, ж). Если колеса изготовлены из прирабатывающихся материалов (например, стали твердостью (<350 НВ), то концентрация нагрузки постепенно уменьшается

вследствие повышенного местного износа. При постоянной нагрузке передачи приработка зубьев может полностью устранить концентрацию нагрузки. Переменная нагрузка (рис. 8.14, а) сопровождается ступенчатой приработкой зубьев (см. продольное сечение зуба, изображенное на рис. 8.14, б). При ступенчатой приработке концентрация нагрузки снижается лишь частично.

21. Выбрав по этой таблице \|/ш, определяют
m = bw/\|/m,. (8.15)
Значение т согласуют со стандартом (см. табл. 8.1). Для силовых передач обычно рекомендуют принимать 1,0 мм.
При известном модуле определяют и уточняют все остальные параметры передачи.
Для передач без смещения и при χΣ = 0
rfi =2д/(м± 1); ζ{ = jm\ ζ2 = ζγιι\ d2 = mz2\ a = 0,5 (d2 + άγ). (8.17)
Должно быть z1>zmin, где zmin— по табл. 8.6.
Для уменьшения шума в быстроходных передачах рекомендуют брать zt^25. Для окончательного утверждения выбранного значения модуля необходимо проверить прочность по напряжениям изгиба по формуле (8.19).
В случае неудовлетворительного результата изменяют т и определяют новые значения ζ.
При проверке можно получить aF значительно меньше [aF ], что не является противоречивым или недопустимым, так как нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб. Если расчетное значение σΓ превышает допускаемое, то применяют колеса, нарезанные с положительным смещением инструмента, или увеличивают т. Это значит, что в данной передаче (при данных материалах) решающее значение имеет не контактная прочность, а прочность на изгиб. На практике такие случаи встречаются у колес с высокотвердыми зубьями при Н> 50...60 HRC (например, цементированные зубья).
Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба. Зуб имеет сложное напряженное состояние (см. рис. 8.10). Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель. Здесь же наблюдается концентрация напряжений.

22. У косозубых колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол β (рис. 8.23, где а — косозубая передача; б— шевронная, и рис. 8.24). Оси колес при этом остаются параллельными. Для нарезания косых зубьев используют инструмент такого же исходного онтура, как и для нарезания прямых. Поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении η — η совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть также стандартным (см. табл. 8.1).
В торцовом сечении t — t параметры косого зуба изменяются в зависимости от угла β: окружной шаг pt=pn/cos β, окружной модуль mt = mn/cos β, делительный диаметр d=mtz = mnz/cos β. Индексы η и t приписывают параметрам в нормальном и торцовом сечениях соответственно.
Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эквивалентного прямозубого колеса. Увеличение эквивалентных параметров (dv и zv) с увеличением угла β является одной из причин повышения прочности косозубых передач. Вследствие наклона зубьев получается колесо как бы больших размеров или при той же нагрузке уменьшаются габариты передачи.

23. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления. Сила, действующая на зуб косозубого колеса рис. 2.3.16, направлена по нормали к профилю зуба, т.е. по линии зацепления эквивалентного прямозубого колеса и составляет угол с касательной к эллипсу. В косозубых передачах зубья нагружаются постепенно по мере захода их в поле зацепления, а в зацеплении всегда находится минимум две пары. Плавность косозубого зацепления значительно понижает шум и дополнительные динамические нагрузки. — коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям. Здесь Нfв — коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба:

24. Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которых оси валов пересекаются под некоторым углом £. Наиболее распространены передачи с углом £ = 90°. Значения расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса. Поэтому расчет выполняют для того из колес пары, у которого меньше допускаемое напряжение [σΗ] Прочность по напряжениям изгиба рассчитывают по формуле где для прямозубой передачи 9F»0,85 — опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической (см. с. 151), тт — модуль в среднем нормальном сечении зуба.
Коэффициент формы зуба YFS определяют по графику рис. 8.20 в соответствии с эквивалентным числом зубьев zv Силы в зацеплении. Определяют по формулам:

25. Применяют во всех отраслях машиностроения, где по условиям компоновки машины необходимо передать движение между пересекающимися осями валов. Конические передачи сложнее цилиндрических, требуют периодической регулировки. Для нарезания зубчатых конических колес необходим специальный инструмент. В сравнении с цилиндрическими конические передачи имеют большую массу и габарит, сложнее в монтаже. Расчет конических зубчатых передач на изгиб. Условие прочности

где - коэффициент вида конических колёс. Для прямозубых колёс ; для колёс с круговыми зубьями ; и - внешний и окружёной модули; YF – коэффициент формы зуба. Внешний окружной модуль или определяют расчётом на изгиб по формуле

Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которых оси валов пересекаются под некоторым углом £. Наиболее распространены передачи с углом £ = 90°. Конические передачи с непрямыми зубьями. Тангенциальный зуб направлен по касательной к некоторой воображаемой окружности радиусом е и составляет с образующей конуса угол β„. Из различных типов конических колес с непрямыми зубьями на практике получили распространение колеса с косыми или тангенциальными зубьями и колеса с круговыми зубьями. Круговой зуб располагается по дуге окружности а, по которой движется инструмент при нарезании зубьев. Угол наклона кругового зуба переменный. За расчетный угол принимают угол на окружности среднего диаметра колеса, как угол между касательной к окружности и образующей конуса в данной точке. Значения углов β„ выполняют до 25...30° для колес с тангенциальным зубом и β„^35° для колес с круговым зубом. Преимущественное применение получили колеса с круговыми зубьями. Они менее чувствительны к нарушению точности взаимного расположения колес, их изготовление проще и производится на специальных станках для нарезания и шлифования этих колес в условиях как массового, так и мелкосерийного производства. Назначение непрямого зуба в конических передачах то же, что и косого зуба у цилиндрических передач.

27. Формула проверочного расчета червячных передач по контактным напряжениям: где - расчетное контактное напряжение для поверхностей зубьев и витков в зоне зацепления, Н/мм2, d1, d2 - диаметры червяка и колеса, мм; - окружная сила на червячном колесе, Н, - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки вследствие деформации деталей и дополнительные динамические нагрузки (при окружной скорости червячного колеса - К= 1, при - К= 1,1…1,3).

Расчет по напряжениям изгиба где - расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зубьев червячного колеса;

26. Червячные передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, у которых угол скрещивания осей обычно составляет 0 = 90°.Червячные передачи применяют при небольших и средних мощностях, обычно не превышающих 100 кВт. Достоинства червячной передачи1) Плавность и бесшумность работы.2) Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции.3) Возможность большого редуцирования, т. е. получения больших передаточных чисел (в отдельных случаях в не силовых передачах до 1000). 4) Возможность получения самотормозящей передачи, т. е. допускающей передачу движения только от червяка к колесу. Самоторможение червячной передачи позволяет выполнить механизм без тормозного устройства, препятствующего обратному вращению колеса. 5) Высокая кинематическая точность. 6.1.4 Недостатки червячной передачи1) Сравнительно низкий к. п. д. вследствие скольжения витков червяка по зубьям колеса. 2) Значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом. 3) Необходимость применения для венцов червячных колес дефицитных антифрикционных материалов.4) Повышенное изнашивание и склонность к заеданию. Скорость скольжения Силы в зацеплении КПД

28. Волновая передача основана на принципе преобразования параметров движения за счет волнового деформирования гибкого звена механизма. По структуре волновая передача, так же как и планетарная, является трехзвенным механизмом. Она может работать не только в режиме редуктора или мультипликатора, но и в режиме дифференциала. Метод Виллиса позволяет просто получить формулы для передаточных отношений, но не вскрывает принципа преобразования параметров движения путем деформирования гибкого звена механизма. Действительно, в передачах с жесткими звеньями, например в простой фрикционной передаче, при вращении одного колеса точки его поверхности получают окружную скорость, и если к этому колесу прижать другое, то оно получит ту же окружную скорость, а угловые скорости колес будут обратно пропорциональны их радиусам. За четверть оборота генератора зубья переходят из положения В в положение А. В окружном направлении они смещаются на полшага. При неподвижном колесе b на полшага поворачивается колесо g. За полный оборот генератора — на два
шага. Это может быть, если разность zb — zg = 2 или равна числу волн генератора U.
Обычно U = 2 и тогда

29. В волновой передаче преобразование движения осущестяляется путем деформирования гибкого звена. Этот новый принцип назовем принципом деформирования. Сущность этого принципа в том, что при волновом деформировании гибкого колеса всем его точкам сообщаются окружные скорости. При контакте гибкого колеса с жестким по гребням волн окружные скорости волновых перемещений сообщаются жесткому колесу (или гибкому), как ведомому звену передаточного механизма.

Наружный диаметр d9 недеформированного гибкого колеса меньше внутреннего диаметра db жесткого колеса:
db — dg = 2w0.

Достоинства: 1.Способность передавать большие нагрузки, т.к. в зацеплении находится большое число зубьев).2Возможность передачи движения в герметичное пространство без применения уплотнения. 3.Большое передаточное число при малых габаритах и сравнительновысоким КПД. Для одной ступени U≤300 КПД η=0,8…0,9. 4. Работа с меньшим шумом и высокой демпфирующей (гашение колебании) способностью.

делительный диаметр d₁ гибкого колеса , (241)

где T - момент вращения на валу гибкого колеса, Н•м; K - коэффициент нагрузки (равный 1,25 при умеренной динамической нагрузке, 1,75 при резко динамической нагрузке). ψd - коэффициент ширины венца (берется 0,18...0,2 для силовых передач).

30. Планетарными передачами называют передачи, имеющие зубчатые колеса с перемещающимися осями. Наиболее распространенная простейшая однорядная планетарная передача (Рис. 93). Она состоит из центрального подвижного (солнечного) колеса a с наружными зубьями, неподвижного центрального (корончатого) колеса b с внутренними зубьями и водила H, на котором закреплены оси планетарных колес, или сателлитов g. Сателлиты обкатываются по центральным колесам и вращаются вокруг своих осей, т.е. совершают движение, подобное движению планет. Водило вместе с сателлитами вращается вокруг центральной оси. Планетарными передачами называют передачи, имеющие зубчатые колеса с перемещающимися осями. Наиболее распространенная простейшая однорядная планетарная передача (Рис. 93). Она состоит из центрального подвижного (солнечного) колеса a с наружными зубьями, неподвижного центрального (корончатого) колеса b с внутренними зубьями и водила H, на котором закреплены оси планетарных колес, или сателлитов g. Сателлиты обкатываются по центральным колесам и вращаются вокруг своих осей, т.е. совершают движение, подобное движению планет. Водило вместе с сателлитами вращается вокруг центральной оси. Рис. 93 Четырехзвенный планетарный механизм с тремя основными звеньями: а-центральное подвижное зубчатое колесо; b - центральное неподвижное зубчатое колесо; h –водило Достоинства: Малые габариты и масса Удобство компоновки машины благодаря соосности ведущих и ведомых валов. Меньший шум при работе, чем в обычных зубчатых передачах Малые нагрузки на опоры, что упрощает конструкцию опор снижает потери в них.

31. Наиболее широко в машиностроении применяется однорядная планетарная передача. Эта передача имеет минимальные габариты. Применяется в силовых и вспомогательных приводах, передаточное число планетарной передачи: , КПД передачи: η=0,96…0,99 при U=1,28…8. Для получения больших передаточных чисел в приводах применяют многоступенчатые планетарные передачи. Для планетарной передачи с двухрядным сателлитом при передаче движения от колеса a к водилу H при (неподвижное колесо) передаточное число В этой передаче рациональные значения U≤16 при η=0,96…0,99. В планетарных передачах применяются не только цилиндрические, но и конические колеса. Зубья могут быть прямые и косые. Эту передачу применяют значительно реже первой. При больших передаточных числах в силовых передачах применяют двухи, трех ступенчатые простые передачи. ЗдесьU=U₁U₂ На рис. 96 изображена схема передачи с двумя внутренними зацеплениями. В этой передаче при движении от h к a.

Для расчета по контактным напряжениям используются формулы; для проверочного расчета, для проектного расчета. По напряжениям изгиба для проверочного расчета, для проектного расчета. гдеK_U - коэффициент, зависящий от угла β; ψ - коэффициент, учитывающий объемное напряжение состояние в зубьях; С - число сателлитов; E_β - коэффициент перекрытия; K_c - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами.

32. Здесь С—число сателлитов; Кс — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами. Если в планетарной передаче освободить упорное колесо, то получится дифференциальная передача. В этом случае движение водила (оно является ведомым) будет результатом сложения двух независимых движений ведущих колес 1 и 4. Дифференциальные механизмы позволяют не
только суммировать два движения, но и наоборот, передавать движение от одного ведущего вала к двум валам при разной их относительной скорости.

33. Передача винт-гайка предназначена для преобразования вращательного движения в поступательное движение. Применяют поднятия грузов (домкраты), создание больших усилий до 1000 кН при малых перемещениях (прессы, нажимные устройства, тиски и т.п.) и получения точных перемещений (ходовые винты станков, измерительные приборы, делительные и регулировочные устройства). Достоинства передачи винт-гайка 1. Большой выигрыш в силе; 2. Возможность получения медленного движения с высокой точностью перемещения; компактность при высокой нагрузочной способности; 3. Простота конструкции и изготовления; 4. Плавность и бесшумность; 5. Высокая надежность. Недостатки передачи винт-гайка 1. Повышенный износ резьбы, вызываемый большим трением; 2. Низкий КПД. Конструкция передач Различные два типа передач винт-гайка: -передачи с трением скольжения рис.2.4.2.а, - передачи с трением качения рис.2.4.2.б. В зависимости от назначения передачи винты бывают: 1) Грузовые. Применяются для создания больших осевых сил. 2) Ходовые. Применяют для перемещений в механизмах подачи.3) Установочные. Применяют для точных перемещений и регулировок.

34. Основным критерием работоспособности и расчёта передачи является износостойкость. Для обеспечения необходимой износостойкости поверхностей трения необходимо ограничивать давление в резьбе, с тем, чтобы не происходило выдавливания смазки: ,где Р – осевая нагрузка на винт. Для проектного расчета это выражение преобразуется с целью получения расчетного уравнения для определения среднего диаметра резьбы: ,где обычно принимают 1,2÷2,5 для целых гаек и 2,5÷3,5 для разъемных гаек; Н - высота гайки.

Можно произвести проверку винта на устойчивость независимо от его длины по объединенному условию прочности и устойчивости по уравнению: , где [σ]_сж — допускаемое напряжение на сжатие; φ — коэффициент понижения допускаемого напряжения для стальных сжатых стержней в зависимости от гибкости стержня

Расчет на прочность ,где М – момент, скручивающий винт; - площадь поперечного сечения стержня винта; - момент сопротивления сечения при кручении, без учета витков резьбы. Допускаемое напряжение принимают чаще всего , где σ_т – предел текучести.

35. Фрикционной передачей называется механизм, служащий для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью сил трения, возникающих между насаженными на валы и прижатыми друг к другу дисками, цилиндрами или конусами.Фрикционные передачи находят применение в кузнечно-прессовом оборудовании (фрикционные прессы, фрикционные молоты), металлорежущих станках, транспортирующих машинах. Фрикционные передачи можно классифицировать по нескольким признакам: 1)по расположению осей валов, по форме тел качения, по условиям работы; 2) по возможности регулирования передаточного числа. Достоинства фрикционных передач 1)простота конструкции, 2)плавность и бесшумность работы, 3)возможность безаварийной ситуации при случайной перегрузке, 4)возможность плавного изменения передаточного числа на ходу машины. Недостатки фрикционных передач 1)значительная радиальная нагрузка на опоры валов, которая может до 35 раз превышать передаваемое окружное усилие и вызывающее интенсивное изнашивание рабочих элементов передачи и разрушение катков. 2)фрикционные не обеспечивают строгого постоянства передаточного числа при изменении нагрузки 3)имеют сравнительно невысокий КПД. Основные требования к материалам: - износостойкость и контактная прочность; - высокий коэффициент трения; - высокий модуль упругости. В результате неизбежного при работе фрикционных передач упругого скольжения ведомый каток отстаёт от ведущего и точное значение передаточного числа будет определяться по формуле где - коэффициент скольжения. силу притяжения катков:

Q = kF1/f = 2kT1/(fD1) где k – коэффициент запаса сцепления (k = 1,3…1,4);

f – коэффициент трения (для стальных или чугунных катков, работающих в масляной ванне f = 0,04…0,15; работающих всухую f = 0,15…0,20; для передач с одним неметаллическим катком f = 0,2…0,3).

36. Для фрикционных передач с металлическими катками основным критерием работоспособности является контактная прочность. Прочность и долговечность фрикционных передач оцениваются по контактным напряжениям — напряжениям смятия поверхности на площадке контакта.Контактные напряжения передач с контактом по линии определяют по формуле Герца где Q — сила прижатия катков; К — коэффициент запаса сцепления (коэффициент нагрузки), К= 1,25...2;l— длина контактной линии; —приведенный радиус кривизны —приведенный модуль упругости, - коэффициент Пуассона

Разновидности вариаторов: 1) Лобовой вариатор (рис. 2.2.3) применяют в винтовых прессах и приборах. В таком вариаторе оси взаимно перпендикулярны, а изменение скорости ведомого вала происходит за счёт осевого перемещения ролика.2) Вариаторы с раздвижными конусами (рис.2.2.4) применяют в машиностроении. Промежуточным звеном является клиновой ремень или цепь. Плавное изменение скоростей ведомого вала достигается раздвижением или сближением конусных катков.) Многодисковые вариаторы (рис.2.2.5) состоят из пакетов ведущих и ведомых раздвижных конических тонких дисков. Изменение скорости ведомого вала осуществляется радиальным смещением ведущего вала относительно ведомого.4) Торовые вариаторы (рис.2.2.6) состоят из двух сносных катков с тороидной рабочей поверхностью и двух промежуточных роликов. Регулирование скоростей производится поворотом роликов с помощью рычажного механизма. Так же существуют следующие виды фрикционных вариаторов: шаровые, многодисковые, с раздвижными конусами и др.

40. В этой передаче на внутренней стороне плоского ремня образованы выступы (зубья) трапецеидальной формы, а на шкиве — соответствующие впадины. Таким образом, передача работает по принципу за-. цепления, а не трения. К ременным передачам она относится условно только по названию и конструкции тягового органа. По принципу работы она ближе к цепным передачам. Принцип зацепления устраняет скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении, что повышает КПД передачи. Здесь уменьшается влияние угла обхвата и межосевого расстояния на тяговую способность, что позволяет значительно снизить габариты передачи и увеличить передаточное отношение. Эластичная связь и упругость зубьев (вместо жестких шарнирных связей цепи) устраняют шум и динамические нагрузки. Использование принципа зубчатого ремня предложено давно, но его практическое применение оказалось возможным только с появлением новых материалов — пластмасс. Ремень изготовляют из эластичной маслостойкой резины или пластмассы и армируют стальными проволочными тросами или полиамидным кордом

37. Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью. Состоит из ведущего и ведомого шкивов, огибаемых ремнем рис.2.6.1. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивом и ремнем вследствие натяжения последнего. Ременные передачи применяют в большинстве случаев для передачи движения от электродвигателя, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние а должно быть достаточно большим, а передаточное число и не строго постоянным (в приводах станков, транспортеров, дорожных и строительных машин и т. п.).

Шкивы плоскоременных передач имеют: обод, несущий ремень, ступицу, сажаемую на вал и спицы или диск, соединяющий обод и ступицу. Шкивы обычно изготавливают чугунными литыми, стальными, сварными или сборными, литыми из лёгких сплавов и пластмасс. Диаметры шкивов определяют из расчёта ременной передачи, а потом округляют. Ширину шкива выбирают в зависимости от ширины ремня

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно. При огибании шкивов в ремне возникают напряжения изгиба

38. Основные геометрические параметры и — диаметры ведущего и ведомого шкивов; а — межосевое расстояние; В — ширина шкива; L — длина ремня; — угол обхвата; — угол между ветвями ремня

Дата добавления: 2015-08-29