Основные критерии работоспособности

Основными критериями работоспособности являются:

- прочность, жесткость, износостойкость, т.е. способность сохранять форму и размеры поверхностей трения в течение срока эксплуатации;

- надежность, т.е. способностью выполнять свои функции в течение заданной наработки при сохранении эксплуатационных характеристик в необходимых пределах.

Основными показателями надежности служат безотказность, долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость.

Виды нагрузок

Нагрузки, действующие на детали современных машин, можно разделить на три группы.

1. Ударные нагрузки характеризуются очень кратким во времени действием. Сопротивление материалов определяется их ударной вязкостью.

2. Статические нагрузки характеризуются медленным изменением по величине и направлению.

3. Динамически е нагрузки, характер изменения которых бывает как закономерным так и случайным. В результате приложения таких нагрузок происходит процесс, ведущий к появлению трещин и разрушению (явление механической усталости).

 

Соединения деталей

Соединения различаются по возможности демонтажа. Соединения, не допускающие разборку без повреждения деталей или элементов крепежа, считают неразъемными. В данную группу входят сварные, заклепочные,паяные, клеевые и другие.

Соединения, допускающие повторную сборку-разборку, называют разъемными. Это - резьбовые (болтовые, винтовые, шпилечные), шпоночные,профильные и т.д.

Сварные соединения. Сварныминазываются соединения деталей при сплавлении или пластическом деформировании в месте соединения. Поэтому различают два вида сварки – плавлением и давлением. При сварке в месте соединения формируется сварной шов.

Сварные соединения обладают высокой статической прочностью и низкой усталостной прочностью вследствие наличия в швах трещин, непроваров, и т.д.

а) б) в)

Рис. 3.1

По взаимному расположению соединяемых деталей сварные соединения (рис. З.1) различаютна а) стыковые, б) нахлесточные, в)угловые.

Условие прочности стыкового шва –

Нахлесточные сварные соединения подразделяют по взаимному положению сварного шва и направлению действующей нагрузки на лобовые,фланговые и комбинированные.

Для нахлесточного шва условие прочности:

,

где k - катет, а l_сум = l_сумл +l_сумф, - суммарная длина лобовых и фланговых швов.

Для сваривания тонкостенных листовых конструкций часто используются точечные сварные соединения. Такие соединения проверяют на срез. Условие прочности имеет вид , (4)

Где d – диаметр сварных точек;

z – число сварных точек.

Заклепочные соединения. Для соединения листовых и профильных элементов конструкций корпусов, ферм, резервуаров давления и т.д. используется заклепочные соединенияЗаклепочные соединения обладают большей, чем сварные, прочностью при повторных ударных и вибрационных нагрузках.

Заклепка (рис 3.2) представляет собой стержень круглого поперечного сечения с головкой. Вторую головку, замыкающую, формируют посредством обжимки при сборке.

Заклепочные соединения выполняют одно-, двух- и многорядными. По взаимному расположению соединяемых конструктивных элементов заклепочные соединения делятся на нахлесточные и стыковые с одной или двумя накладками

Заклепки работают на смятие и срез. Условие прочности на срез –

Условие прочности на смятие – ,

где d – диаметр заклепки; s - толщина листа.

Рис. 3.2

Соединения типа «Вал-ступица». К соединениям типа «Вал-ступица» относятся разъемные шпоночные ишлицевые, предназначенные для передачи вращательного движения.

 

Рис. 3.3

Шпоночные соединения сравнительно просты, надежны. Шпонки подразделяются на: призматическими, сегментные и клиновые. Геометрические параметры шпонок унифицированы. Рабочими поверхностями шпонок являются боковые грани. Полагают, что шпонки работают на смятие и срез (рис.3.3).

 

Условие прочности на срез – ,

где Т – передаваемый крутящий момент.

Условие прочности при смятии -

Допускаемые напряжения для стальных валов, ступиц и шпонок принимают [s]_см = 100…120 Мпа.

Соединения сегментными шпонками по условиям работы аналогичны призматическим шпонкам.

Шлицевые соединения образуются при вхождении выступов–зубьев на

валах в соответствующие впадины-пазы на ступицах (рис. 3.4).

Рис. 3.4

 

 

Шлицевым соединениям присуща большая нагрузочная способность по сравнению со шпоночными. Шлицевые соединения проверяют на смятие. Условие прочности имеет вид:

,

где y - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами; l – длина поверхностей контакта зубьев на валу с пазами в ступице; h – высота данных поверхностей; d_cp – их средний диаметр; z – количество зубьев.

Резьбовые соединения. К резьбовым элементам крепежа относятся болты, винты, шпильки,гайки и резьбовые вставки (рис. 3.5).Цилиндрическая резьбахарактеризуется следующими параметрами: профилем; наружным, внутренним и средним диаметрами; шагом; числом заходов.

По профилю различают резьбы метрические, дюймовые, трубные, трапецеидальные, круглые и квадратные (рис.3.6). Параметры резьб, кроме квадратной, унифицированы. Профиль резьбы характеризуется углом a, теоретической (H) и рабочей (h) высотами.

Основные размеры резьбы наружный диаметр (d), внутренний диаметр (d₁), средний диаметр (d₂), шаг (р) - расстояние между одноименными точками профиля соседних витков в осевом направлении.

 

Расчет витков резьбы на прочность. Наибольшую опасность для крепежных резьб представляет срез витков. Проверочный расчет витков на срез производят по формуле:

где k_c – коэффициент, определяющий полноту профиля резьбы (для метрических резьб k_c =0,87);

H – высота гайки;

Q – осевая нагрузка на резьбу.

 

Рис. 3.5

 

 

Рис. 3.6

Механические передачи

 

Электромеханический привод предназначен для преобразования электрической энергии в механическую и изменения характеристик движения. По способу передачи движения различают передачи трением и зацеплением.

Передачу характеризуют следующие основные параметры: мощность Р (кВт), угловая скорость w (с^-1) или частота вращения n (мин^-1), вращающий момент Т (Н×м), коэффициент полезного действия (КПД) h и передаточное число и. Передаточное число показывает во сколько раз кинематические характеристики w₁ или n₁ одного звена больше или меньше характеристик w_2, n₂ другого звена.

,

где w = pn / 30.

Передаточное число можно выразить через диаметры или число зубьев:

Общее передаточное число многоступенчатой передачи определяется произведением передаточных отношений отдельных ступеней:

При разбивке передаточного отношения следует ориентироваться на кинематические возможности отдельных передач. Передаточные отношения редукторов следует принимать унифицированными.

При передаче движения часть мощности теряется. Эти потери выражаются коэффициентом полезного действия:

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_ЭД = Р_Т / h_общ,

где h_общ – общий КПД привода, равный произведению частных КПД отдельных передач составляющих привод:

h_общ = h₁₂×h₂₃…h_n.

При силовом расчете вращающий момент определяют по формуле: .

Зубчатые передачи предназначены для передачи и преобразования вращательного движения посредством зубчатого зацепления. Наибольшее распространение получили передачи с эвольвентным профилем зуба.

Для передачи движения между параллельными валами используют цилиндрические зубчатые колеса с прямыми, косыми и шевронными зубьями (рис. 3.7 а,б,в).

Рис. 3.7

Для пересекающихся валов используют конические зубчатые колеса спрямыми, круговыми (рис. 3.7 г.д. ) и косыми (рис. 3.7 е) зубьями.

При скрещивающихся валах используют червячную передачу, состоящую из ведущего червяка 1 и ведомого червячного колеса 2 (рис. 3.7 ж).

По сравнению с другими механическими передачами зубчатые обладают следующими преимуществами:

- относительно малыми габаритами и высокими (до 0,985) КПД;

- сравнительно большой долговечностью и надежностью в работе;

- постоянством передаточного отношения;

- возможность применения для широкого диапазона крутящих моментов, угловых скоростей и передаточных отношений.

Цилиндрические зубчатые передачи. Зубчатые венцы колес ограничены поверхностью вершин зубьев диаметром d_а и поверхностью впадин диаметром d_f. Рис. 3.8

Рис. 3.8

Каждое зубчатое колесо характеризуется числом зубьев z и диаметром длительной окружности d.

,

где - модуль;

р - шаг зубьев измеренный по делительной окружности.

Колесо меньшего диаметра называется шестерней 1, а большого – колесом 2. Делительная окружность делит зуб колеса на головку и ножку (высотой h_a и h_f соответственно). Модуль m характеризует зацепление колес и имеет размерность длины [мм]. Его значения стандартизованы. Модуль определяет геометрические параметры зубчатого колеса.

- диаметр вершин зубьев d_a = d_w + 2h_a = d_w + 2m;

- диаметр впадин венца d_f = d_w – 2h_f = d_w – 2,5m.

Силы в зацеплении. (рис. 3.4). Раскладываем нормальную силу F_n на окружную F_t и радиальную F_r. Нормальная сила в зацеплении перпендикулярная поверхности зуба в полюсе зацепления. По заданным T₁ и d₁ определяют и через нее выражают F_r и F_n:

 

 

Геометрические размеры колеса d, m, b (ширина колеса) определяются из условия контактной прочности s£[s_см]

Косозубые цилиндрические передачи. Образующие боковых поверхностей зубьев косозубых цилиндрических колес наклонены по отношению к осям колес на некоторый угол b (рис. 3.9) в результате чего они обладают рядом преимуществ: позволяют передавать большую нагрузку при тех же габаритах; работают более плавно и с меньшими шумами.

 

Рис. 3.9

Диаметр начальной окружности косозубого колеса:

,

где m = m_n –нормальный модуль.

Силы в зацеплении:

- окружная сила - ;

- осевая сила ;

- радиальная сила .

 

Конические зубчатые передачи характеризуются следующими геометрическими параметрами (рис. 11), диаметрами d_m (средний диаметр), d_ae, d_e, углом d, равным половине угла при вершине конуса элемента передачи и R_e - конусным расстоянием.

Рис.3.10

 

При расчетах конических колес округлять величину модуля до стандартного значения необязательно. Диаметры поверхностей выступов и впадин рабочего венца конического колеса –

 

Передаточное отношение –

Тангенциальная сила -

Радиальная сила

Осевая сила

 

Червячные передачи. К преимуществам таких передач следует отнести возможность получения большого передаточного отношения (U до 80) на одной ступени, а также плавность и бесшумность работы. Существенными

 

недостатками червячных передач являются сравнительно низкий КПД

(h =0,65…0.91). Венец червячных колес изготавливают из дорогих материалов - латуней и бронз, обладающих необходимыми антифрикционными свойствами.

 

Рис. 3.11

 

Число заходов червяка обычно принимают z₁ = 1,2,4. В зависимости от формы внешней образующей червяка различают цилиндрические и глобоидные червячные передачи (см. рис. 3.11). По форме зуба наибольшее распространение получили архимедовы червяки, в основе осевого профиля которых лежит равнобедренная трапеция с углом a = 20⁰. В торцевом сечении их витки ограничены архимедовой спиралью (рис. 3.12).

Геометрические размеры элементов червячной передачи (рис. 3.13): Делительный диаметр червяка-

где q – коэффициент диаметра червяка (величина стандартная);

m - модуль передачи.

-делительный диаметр колеса

где z₂ – число зубьев колеса;

-диаметр вершин витков червяк ;

-диаметр вершин зубьев колеса- ;

-диаметр впадин червяка- ;

-диаметр впадин колеса- ;

-межосевое расстояние-

Передаточное отношение червячных пар: ,

где z₁ – число заходов червяка.

Рис. 3.12

Силы в зацеплении. Окружная сила на червяке F_f1 и осевая сила на червячном колесе

,

где Т₁ - вращающий момент на червяке; d₁- делительный диаметр червяка.

Радиальная сила на червяке F_r1 и на колесе F_r2:

F_r1= F_r2= F_r1tga

Осевая сила на червяке F_{a1 и} окружная сила F_t2 на червячном колесе:

где Т₂ – вращающий момент на червяке; d₂ – длительный диаметр колеса.

 

Рис.3.13

Валы и опоры валов

Валы и оси. Валы и осипредназначены для установки на них вращающихся элементов механических передач, таких как зубчатые колеса, шкивы и др. Оси воспринимают только изгибающие нагрузки, а валы работают на кручение и изгиб.

Условие прочности осей: ,

где М_и – изгибающий момент, действующий в опасном сечении, W_и – момент сопротивления опасного сечения изгиба.

Проектирование валов включает следующие этапы:

- ориентировочный расчет (на кручение)

- эскизная проработка конструкции;

- проверочный расчет на выносливость (циклическую прочность).

Суть ориентировочногорасчета состоит в определении диаметра вала из условия прочности на кручение.

,

где Т - крутящий момент на валу;

- допускаемое напряжение на кручение.

Суть проверочногорасчета вала на выносливость (усталость) состоит в определении коэффициента запаса прочности (n_i) в опасных сечениях, величины которых сравнивают с допускаемыми значениями [n].

 

Опоры. Различают опоры поступательного (направляющи е) и вращательного (подшипники) движения. По типу трения их разделяют на подшипники скольжения и качения.

Подшипник скольжения состоит из корпуса, шейки вала и вкладыша, выполняемого из антифрикционного материала (рис.3.14). Подшипники качения (рис.3.15) состоят из наружного и внутреннего колец и тел качения. По

виду тел качения различают шариковые, роликовые и игольчатые подшипники. В зависимости от характера воспринимаемых нагрузок подшипники качения делятся на радиальные, упорные, радиально-упорные и упорно-радиальные.

Рис.3.14

 

По несущей способности подшипники делят на серии: сверхлегкую, особо легкую, легкую, среднюю, тяжелую. По осевым размерам различают узкие, нормальные и широкие подшипники. Все типыподшипников качения унифицированы.

 

Рис.3.15

 

Проверочный расчет подшипников качения состоит в определении нагрузочной способности:

,

где Q_усл – приведенная нагрузка на подшипник; L – долговечность (ресурс); 1/а – коэффициент, учитывающий вид тел качения (для шариковых подшипников - 1/3, для роликовых – 0,3).

Для радиальных и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников приведенную нагрузку Q_усл определяют из выражения:

,

где R– суммарная опорная реакция, радиальная сила; А – осевая нагрузка; К_Б – коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки; К_т – температурный коэффициент; Х, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно.

 

Муфты

 

Муфтаминазывают устройства, служащие для соединения валов между собой. Муфты предназначены для передачи крутящего момента и компенсации линейных и угловых рассогласований осей валов. Муфты по принципу действия и назначению делят на глухие, компенсирующие, упругие, сцепные и предохранительные. Муфты широкого применения нормализованы и подбираются по крутящему моменту и диаметру соединяемых валов.

Вопросы для самоконтроля

1. Чем вызвана необходимость механических передач, их классификация и основные понятия?

2. Каковы достоинства и недостатки зубчатых колес? Как обеспечиваются условия равнопрочности зубьев шестерни и колеса?

3. Назовите основные параметры зубчатой пары.

4. Назовите критерии работоспособности цилиндрических закрытых и открытых зубчатых передач.

5. В каких случаях применяются конические зубчатые передачи, их разновидность?

6. От чего зависят и каковы примерные значения КПД зубчатых передач?

7. Принцип работы и назначение червячных передач. Назовите их достоинства и недостатки по сравнению с зубчатыми.

8. В каких случаях применяются червячная передача? Из каких материалов изготовляются червяки и венцы червячных колес? Какие силы возникают в червячном зацеплении и как они определяются?

9. В чем заключается разница между валом и осью, основные элементы валов и осей? Порядок расчета вала.

10. Каковы достоинства и недостатки подшипников качения с подшипниками скольжения? Из каких элементов состоят подшипники качения?

11. Как подбираются подшипники качения и как определяется их ресурс?

12. Как осуществляют смазку подшипников качения? Назначение уплотняющих устройств, основные их конструкции.

13. Выполните эскизы характерных типов сварных швов. Как они называются?

14. Какие различают типы муфт по назначению? Приведите сравнительную характеристику основных типов муфт.

Тесты по разделу

1. Из перечисленных деталей назовите детали, которые относятся к группе деталей соединения.

а) муфты; б) шпонки; в) заклепки; г) подшипники; д) валы.

2. Выберите основные критерии работоспособности детали.

а) прочность; б) жесткость; в) долговечность; г) теплостойкость; д) виброустойчивость.

3. Какой вид неразъемного соединения стальных деталей имеет в настоящее время наибольшее распространение?

а) заклепочное; б) сварное.

4. На какой вид деформации рассчитывают заклепку?

а) cрез, растяжение и сжатие; б)cрез, смятие; в)cрез, растяжение.

5. Зубчатые (шлицевые) соединения проверяют по условию прочности на:

а) изгиб; б) кручение; в) смятие; г) срез.

6. Какое из приведенных отношений называют передаточным числом одноступенчатой передачи?

а) ; б) ; в) .

7. Какой модуль принимают стандартным при расчете косозубой зубчатой передачи?

а) m_n; б) m_t; в) оба.

8. Определите передаточное число червячной передачи, если число зубьев колеса равно 30, число витков червяка – 2:

а) 60; б) 15; в) 1/5; г) определить нельзя.

9. Возможные варианты сочетания материалов для червяка и червячного колеса:

а) cталь – чугун; б) чугун – чугун; в) бронза – сталь; г) сталь – бронза;

д) чугун – бронза.

10. Как рассчитывают подвижные оси на прочность?

а) только на изгиб; б) только на кручение; в) на совместное действие изгиба и кручения.

11. Как классифицируют подшипники качения по характеру нагрузки, для восприятия которой они предназначены?

а) особо легкая, легкая, средняя, средняя широкая, тяжелая серия;

б) радиальные, радиально-упорные, упорные, упорно –радиальные;

в) шариковые, роликовые конические, игольчатые и т.д.;

г) самоустанавливающиеся, несамоустанавливающиеся;

д) однорядные, двухрядные, четырехрядные.