Искусство
Языки
Языкознание
Вычислительная техника
Информатика
Финансы
Экономика
Биология
Сельское хозяйство
Психология
Ветеринария
Медицина
Юриспруденция
Право
Физика
История
Экология
Промышленность
Энергетика
Этика
Связь
Автоматика
Математика
Электротехника
Философия
Религия
Логика
Химия
Социология
Политология
Геология
Ответы по Деталям машин. Применяют соединения двух видов
 Скачать 5.34 Mb.
|
|
1  . Расчет резьбовых соединений, нагруженных силами и моментами в плоскости, перпендикулярной стыку. Выбор запасов прочности и допускаемых напряжений при расчете винтов.    2. Расчет одновинтового и многовинтового соединений под действием центральной сдвигающей силы, в случае установки винтов с зазором и под развертку. Применяют соединения двух видов: а) с винтами, устанавливаемыми в отверстиях с зазором; б) с винтами, устанавливаемыми под развертку без зазора. Первый вид соединений дешевле, но второй может воспринимать большие нагрузки и обеспечивает центрирование деталей. В случае установки винтов с зазором они должны создавать силу трения на поверхности стыка, превышающую внешнюю сдвигающую нагрузку. Потребная сила затяжки винта где — расчетная сдвигающая сила, приходящаяся на один наиболее нагруженный винт; i — число стыков, стягиваемых винтом; f — коэффициент трения, равный для сухих чугунных и стальных поверхностей деталей машин 0,15...0,2, конических конструкциях 0,3-S запас сцепления (во избежание сдвигов в пределах зазоров между болтами и отверстиями. Затяжку назначают с напряжением 0,6σt, а в металлических конструкциях при контроле затяжки до 0.8 σ. По этой силе затяжки может быть определен потребный диаметр винта. В случае установки винтов под развертку их рассчитывают на срез. Условие прочности винта где, диаметр стержня винта в опасном сечении; i — число поверхностей среза. При соединении тонкостенных деталей необходим дополнительный расчет на смятие. В высоконапряженных соединениях при стесненных габаритах и постоянной нагрузке допустимо вести расчет с учетом того, что часть внешней нагрузки передается силами трения в стыках, а остальная стремится срезать винты. Тогда расчетное условие при i=1 и S=1   В случае восприятия внешней нагрузки специальными разгрузочными устройствами в виде шпонок, штифтов, втулок, зубьев винты выбирают в зависимости от конструкции, учитывая возможность отрывающих сил, монтажных сил - опасности перегрузки винта при затяжке, отжимающих сил, возникающих на поверхностях контакта деталей. Соединение, нагруженное центральной сдвигающей силой (проходящей через центр тяжести площади стыка). Нагрузка, приходящаяся на один винт, соединение, нагруженное моментом М, от сил в плоскости стыка при установке винтов с зазором. Предполагаем, что фланцы достаточно жестки и что давление р распределяется по стыку равномерно. Силы трения, учитывая касательной податливость стыков, следует считать пропорциональными относительным смещениям, т. е. пропорциональными расстоянию от полюса поворота центра масс стыка (по аналогии с распределением напряжений при кручении круглых цилиндров). Тогда реализуемый коэффициент трения на расстоянии р от полюса а условие прочности сцепления (момент сил трения в стыке больше внешнего момента) записывается так:р — давление в стыке, равное – F зат/А dА - элемент площади стыка R расстояние от этого элемента до центра тяжести площади стыка; l — расстояние от центра тяжести до наиболее удаленной точки стыка 1 — полярный момент инерции площади стыка относительно центра массы стыка; запас сцепления Обычно пользуются приближенным расчетом, относя силы трения в стыке к окружности осей винтов. Этот расчет особенно часто применяют при податливых фланцах. При установке без зазора винты рассчитывают на срез по силе соединение, нагруженное моментом и силой в плоскости стыка. Точное решение требует определения полюса поворота, т. е. точки, относительно которой произойдет поворот соединения при возрастании нагрузки. Обычно рассчитывают опасный винт по двигающей силе, равной геометрической сумме сил при нагружения соединения одной центральной силой и одним моментом. 3. Фрикционно-винтовые (клеммовые) соединения. Конструкции. Расчёт при нагружении соединения: крутящим моментом, осевой силой, изгибающим моментом. Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, цилиндрических колоннах, кронштейнах и т. д. Один из примеров клеммового соединения (закрепление рычага на валу) изображен на рис. 5.1. ' По конструктивным признакам различают два основных типа клем-мовых соединений: а) со ступицей, имеющей прорезь (рис. 5.1, а); б) с разъемной ступицей (рис. 5.1, б). Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом становится возможным устанавливать клемму з любой части вала независимо от формы соседних участков и других расположенных на валу деталей. При соединении деталей с помощью клемм используют силы трения, которые возникают от затяжки болтов. Эти силы трения позволяют нагружать соединение как моментом (T=Fl), так и осевой силой Fa. Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силами трения недостаточно надежна." Поэтому не рекомендуют применять клеммовые соединения для передачи больших нагрузок. К достоинствам клеммового соединения относятся простота монтажа и демонтажа, само'предохранение от перегрузки, а также возможность перестановки и регулировки взаимного расположения  деталей как в осевом, так и в окружном направлениях (регулировка положения рычагов и тяг в механизмах управления и т. п.). Расчет на прочность В зависимости от выполнения соединения при расчете можно рассмотреть два предельных случая (рис. 5.2). Fзст  П  ервый случай. Клемма обладает большой жесткостью, а посадка деталей выполнена с большим зазором (рис. 5.2, а). При этом можноРис. 5.2 F Л лет f) допустить, что контакт деталей происходит по линии, а условие прочности соединения выражается в виде  где Fn — реакция в месте контакта;f — коэффициент трения.n где F По условию равновесия любой половины клеммы  Fзат— сила затяжки болтов, Подставив значение Fn в формулы (5.1), найдем:  Второй случай. Клемма достаточно гибкая, форма сопрягаемых деталей строго цилиндрическая, зазор в соединении близок к нулю (рис. 5.2, б). .В этом случае можно полагать, что давление р распределено равномерно по поверхности соприкосновения деталей, а условия прочности соединения выражаются в виде  По аналогии с формулой (1.22). и рис. 1.22, рассматривая равновесие полуклеммы, записываем  После подстановки и сокращения получаем  Таким образом, нагрузочные способности для двух предельных случаев относятся как 2/я [ср. формулы (5.2) и (5,3)1. Первый случай является самым неблагоприятным, а второй — наиболее рациональным с точки зрения требуемой затяжки болтов. Следует заметить также, что наличие больших зазоров в соединении может привести к разрушению клеммы от напряжений изгиба. Практически конструкция с большими зазорами является дефектной. В современном машиностроении размеры деталей клеммового соединения выполняют под посадку типа Н8/Н8. При такой посадке обеспечивается свободная сборка деталей без излишних зазоров. Это дает основание рассматривать условия работы практически выполняемых клеммовых соединений как средние между двумя рассмотренными выше крайними случаями и рассчитывать их прочность по формулам  Здесь коэффициенты 2,5 и 5 приближенно равны среднему значению коэффициентов в формулах (5.2) и (5.3).Расчет клеммового соединения с односторонним расположением болтов (см. рис. 5.1) принято выполнять по тем же формулам (5.4). При этом условно полагают, что функций второго болта соединения выполняет сам материал рычага. Действительно, если верхний болт в конструкции по рис. 5.1, б приварить к деталям, то условия работы клеммы и нижнего болта не изменятся, а конструкция станет подобна конструкции, изображенной на рис. 5.1, a. Для определения потребной силы затяжки болтов преобразуем формулы (5.4) к виду  (5.&) При совместном действии Т и Fa сдвигающей силой на поверхности контакта будет равнодействующая осевой Fa и окружной Fj= =2T/d сил. Для такого случая  При найденной F3aT расчет болтов на прочность выполняют по формуле (1.19). В формулах (5.5) и (5.6) г — число болтов, расположенных с одной стороны вала, K=(1,3. ..1,8) — коэффициент запаса. Коэффициент трения для чугунных и стальных деталей, работающих без смазки, можно выбирать в пределах f=0, 15... 4  . Общая характеристика и область применения сварные соединений. Основные типы соединений.  9. Классификация зубчатых передач. Области применения. Стандартные параметры зубчатых передач. Критерии работоспособности и виды выхода из строя зубчатых передач. Зубчатая передача — это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с измением угловых скоростей и моментов. Зубчатые передачи применяют для преобразования и передачи вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот. Зубчатые передачи классифицируют по: а) по расположению осей и валов, б) с параллельным расположением осей, в) с пересекающимися осями, г) со скрещивающимися осями. По расположению зубьев а) прямозубые, б) косозубые. По профилю зубьев: а) эвольвентные, б) круговые (зацепление Новикова) Зубчатые передачи между параллельными валами осуществляются цилиндрическими колесами с прямыми, косыми и шевронными зубьями. Передачи между валами с пересекающимися осями осуществляются обычно коническими колесами с прямыми и круговыми зубьями, реже тангенциальными, зубьями. Зубчатые передачи для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот осуществляются цилиндрическим к рейкой для валов с перекрещивающимися мя применяют зубчато-винтовые передач и. Зубчатые передачи составляют на распространенную и важную группу конических передач. Применяют в широком диапазоне областей и условий работы часов и приборов до самых тяжелых машин, для передачи окружных сил моментов. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают‚ достоинствами, а именно: а) малыми габаритами; б) высоким КПД; в) большой надежностью в работе; г) постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания; д) возможностью применения в широком диапазоне моментов, скоростей и передаточных отношений. К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точность изготовления и шум при работе со значительными скоростями. Основным кинематическим условием, которому должны удовлетворять профиля зубьев, является постоянство мгновенного передаточного отношения передачи. Этому удовлетворяют многие классы кривых. для обеспечения высокого КПД, прочности и долговечности колес профили должны обеспечивать малые скорости скольжения и достаточные радиусы кривизны в точках контакта. Профили должны допускать легкое изготовление, в частности нарезание простым инструментом независимо от числа зубьев колес. Зацепление зубчатых колес эквивалентно качению без скольжения Окружностей с диаметрами, называемых начальными окружностями. При качении без скольжения прямой А по основным окружностям с диаметрами точки этой прямой описывают на каждом из колес эвольвенты. Поэтому нужное движение колес можно получить зацеплением зубьев, очерченных по эвольвентам. При увеличении числа зубьев до бесконечности эвольвента превращается в прямую, а зубчатое колесо — в рейку с трапециевидным профилем зубьев, удобную для изготовления и контроля. Поэтому в качестве исходного контура для эвольвентного зацепления принята рейка, и широкое применение нашло формообразование зубьев в процессе зацепления с реечным инструментом. В качестве основного параметра зубчатого зацепления принят модуль зубьев m — величина, пропорциональная шагу р по делительному цилиндру, т. е. цилиндру, на котором шаг зубчатого колеса равен шагу исходного контура, т. е. шагу производящей рейки. Таким образом, m=P/π. Зубчатые передачи различают на закрытые (в масляной ванне колесо погружают на 1/3 от диаметра колеса) и открытые. 10. Определение расчётных нагрузок. Учёт перегрузок, концентрации нагрузки по длине зубьев, переменности режима работы и срока службы, динамичности нагрузки. Допускаемые напряжения.      11. Расчет зубьев прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрических на изгиб. Коэффициент формы зуба. Допускаемые напряжения при расчете на усталость по напряжениям изгиба определяются по формулам:   - предел выносливости зубьев, МПа, по напряжениям изгиба; - коэффициент безопасности;  - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба; - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверсирования); = 1 – односторонняя нагрузка; = 0,7…0,8 – реверсивная нагрузка;  - коэффициент долговечности.При НВ < 350, а также для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью , но  .При НВ > 350 и с нешлифованной переходной поверхностью но  Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгибаРасчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба шестерни определяется по формуле , где  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач для косозубых и шевронных ;  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;  - коэффициент динамической нагрузки ;  - коэффициент формы зуба шестерни, определяемый в зависимости от коэффициента смещения  и числа зубьев   прямозубой шестерни или эквивалентного числа зубьев  для косозубой шестерни ;
|