- •Основные понятия и определения
- •Предмет изучения
- •Структура курса
- •Этапы проектирования
- •Основные требования к машинам
- •1.Правильный учет величины и характера нагрузок и условий работы.
- •2. Создание предохранительных устройств
- •3. Правильный выбор материалов и применение поверхностного упрочнения деталей.
- •4. Максимальное использование принципа стандартизации.
- •Нарезание конических колес методом обкатки
- •Влияние z на форму и прочность зуба
- •Критерии работоспособности деталей
- •Формулы для расчета тел на прочность
- •Расчет по предельным состояниям.
- •Расчеты на усталостную прочность
- •Влияние срока службы детали на допускаемое напряжение при постоянном нагружении переменной нагрузкой
- •Термостойкость делится на теплостойкость и хладостойкость.
- •Машиностроительные материалы и термическая обработка
- •Термическая обработка:
- •Механические передачи
- •Ориентировочные значения основных параметров передач вращательного движения
- •Зубчатые передачи
- •Расчет зубьев на изгибную прочность
- •Расчет зубьев на прочностьпри воздействии максимальной (пиковой) нагрузки
- •Особенности геометри косозубых и шевронных зубчатых колес
- •Коэффициент перекрытия косозубых передач. Расчеты на прочность цилиндрических косозубых и шевронных передач
- •Усилия в зубчатых цилиндрических передачах
- •Допускаемые напряжения
- •Окружной и нормальный модули в косозубой передаче
- •Расчеты на прочность цилиндрических косозубых и шевронных передач. Эквивалентное прямозубое колесо
- •Шевронные передачи конические зубчатые передачи.
- •Формы зуба конического колеса
- •Нарезание прямозубых и тангенциальных конических колес Зависимости углов начальных конусов δ1 и δ2 от передаточного числа
- •Радиусы дополнительных конусов
- •Силы в конических прямозубых передачах
- •Силы натяжения ремня в передаче трением
- •Вывод формулы Эйлера
- •Найдем силы f1 и f2 в ведущей и ведомой ветвях ремня.
- •Напряжения в ремне
- •Нагрузки на валы и опоры
- •Расчет ремней (общие положения)
- •Для примера рассмотрим ремень с хлопчатобумажным кордом.
- •Клиноременная передача
- •Выбор клиновых ремней
- •Расчет клиновых ремней
- •Достоинства:
- •Критерии работоспособности и расчета
- •Цепные передачи
- •Зубчатые цепи
- •Звездочки
- •Геометрические и кинематические параметры цепных передач
- •Кинематика цепной передачи
- •Фрикционные передачи
- •Трение в кинематических парах
- •Виды разрушения подшипников
- •Критерии расчета подшипников
- •Расчет на долговечность
- •Расчет подшипников по статической грузоподъемности
- •Особенности расчета радиально-упорных подшипников
- •Способы фиксации валов в корпусе
- •Фиксация подшипников на валу
- •Подшипники скольжения.
- •Конструкция подшипника скольжения
- •Сварные соединения
- •Электродуговая
- •Газовая сварка
- •2. Электродуговая сварка под флюсом.
- •3. Электрошлаковая сварка, также как две предыдущие – сварка плавлением при прохождении тока через шлаковую ванну от электрода к изделию.
- •Контактная сварка.
- •Стыковые швы,
- •Контактная сварка
- •Паяные и клеевые соединения Паяные
Конструкция подшипника скольжения
Биметаллический вкладыш
Самоустанавливающийся подшипник
ПОДВОД СМАЗКИ
Условный расчет подшипников
Основными видами разрушения подшипников скольженияявляются абразивный износ и заедание вкладышей и цапф.
Абразивный износвозникает при граничном трении в результате попадания абразивных частиц между цапфой и вкладышем.
Заеданиепоявляетсяпри перегреве подшипника.
Критерием работоспособности подшипников скольжения является их износостойкость и способность сопротивляться заеданию.
Условный расчет подшипников скольжения проводят по среднему давлению на рабочей поверхностиpиудельной работе сил трения pv.
Расчет по среднему давлению обеспечивает достаточную износостойкость, а расчет по удельной работе сил трения – отсутствие заедания. Должны выполняться следующие условия:
p=Fr/(l∙d) ≤ [p];pv≤ [pv],
где Fr – радиальная нагрузка на подшипник, Н;
d – диаметр цапфы, мм;
l – длина цапфы, мм;
v =ω∙ d/2000 – скорость скольжения в подшипнике, м/с.
Для подшипников, работающих в режимах граничного или полужидкостного трения, относительный зазор выбирают из диапазона
ψ = Δ/d = 0,001…0,002,
где Δ – диаметральный зазор. Верхнюю границу диапазона принимают при обильной подаче смазки.
Для подшипников жидкостного трения относительный зазор определяют по формуле
ψ = Δ/d = 0.8·10-3v0.25.
УСЛОВНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Основные виды разрушения – абразивный износ и заедание вкладышей и цапф.
Абразивный износвозникает при граничном трении в результате попадания абразивных частиц между цапфой и вкладышем.
Заеданиепоявляетсяпри перегреве подшипника.
Условный расчет подшипников скольжения проводят по среднему давлению на рабочей поверхностиpиудельной работе сил трения pv.
Расчет по среднему давлению обеспечивает достаточную износостойкость, а расчет по удельной работе сил трения – отсутствие заедания. Должны выполняться следующие условия:
p=Fr/(l∙d) ≤ [p];pv≤ [pv],
где Fr – радиальная нагрузка на подшипник, Н;
d – диаметр цапфы, мм; l – длина цапфы, мм;
v =ω∙ d/2000 – скорость скольжения в подшипнике, м/с.
l/ d=0,8...1,2.
Материал вкладыша |
[p], МПа |
[v], м/с |
[pv], МПА м/с |
f |
Чугун |
5 |
5 |
12 |
0,12..0,15 |
Бронзы БрО10Ф1 БрА9Ж4 |
15 15 |
10 4 |
15 12 |
0,1...0,15 |
Баббиты |
20 |
60 |
15 |
0,07...0,12 |
Текстолиты Смазка маслом водой |
10 30 |
6 1 |
20 25 |
0,12..0,15 |
Для подшипников, работающих в режимах граничного или полужидкостного трения, относительный зазор выбирают из диапазона
ψ = Δ/d = 0,001…0,002,
где Δ – диаметральный зазор. Верхнюю границу диапазона принимают при обильной подаче смазки.
Для подшипников жидкостного трения относительный зазор определяют по формуле
ψ = Δ/d = 0.8·10-3v0.25.
При известном значении ψ вычисляют коэффициент посадки mп = 1000 ψ,
округляют его до ближайшего числа из следующего ряда:
mп………6 7.5 9 12 13 17 21.5 23
По числу mпвыбирают посадку.
Посадки H7/f6H7/f7H7/f8H7/e8H7/f9H7/d8H7/d9H7/c8
ПОДШИПНИКИ ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ
Минимальная толщина масляного слоя hminнаходится на линии центровО О2:
hmin = (Δ – e) = Δ (1 – ε),
где ε = e / Δ– относительный эксцентриситет;
hmin > hкр kh = (RZ1 + RZ2 + y0) kh ,
где RZ1 и RZ2– параметры шероховатости рабочих поверхностей соответственно вала и вкладыша;
y0– прогиб цапфы во вкладыше.
kh – коэффициента запаса обеспечивающий, устойчивую работу подшипника в режиме жидкостного трения kh = 1.2…1.5.
Далее: – выбирают смазку,
- определяют несущую способность подшипника жидкостного трения,
- определяют расход масла,
- проводят тепловой расчет подшипника.
ШПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Шпонки служат для передачи крутящего момента от вала к установленным на нем деталям(шкивам, зубчатым колесам, муфтам и т. д.) или, наоборот, от этих деталей к валу.
Различают напряженные и ненапряженные шпоночные соединения.
В напряженных соединениях напряжения на рабочих поверхностях шпонки создаются при монтаже до передачи крутящего момента. Напряженные соединения реализуют клиновыми шпонками.
Все остальные типы шпонок реализуют ненапряженные соединения.
Напряженные соединения
ПРИЗМАТИЧЕСКИЕ
СЕГМЕНТНЫЕ
Сегментные шпонкиявляются наиболее технологичными с точки зрения изготовления и сборки соединения
К недостаткам соединения относится глубокий паз на валу, существенно ослабляющий прочность вала, и сравнительно малая длина шпонки, ограничивающая ее нагрузочную способность.
КЛИНОВЫЕ ШПОНКИ
Клиновые шпонки имеют уклон 1:100 по грани, взаимодействующей со ступицей. Такой же уклон выполняют в пазу ступицы.
Шпонки могут иметь головку, которая служит для выбивания шпонки из паза.
Достоинства:передача осевого усилия и крутящего момента
Недостаток: несоосность вала и ступицы.
Область применения:сокращается:тихоходные валы с частой разборкой - сборкой.
РАСЧЕТ ПРИЗМАТИЧЕСКИХ ШПОНОК
Стандартные шпонки изготавливают из калиброванных стальных прутков с пределом прочности не менее 590 МПа,
Предел прочности шпонок < пределов прочности сопрягаемых деталей.
В случае неподвижных соединений для стальных ступиц при нереверсивном приводе принимают [σсм] = 150 МПа, при реверсивном приводе – [σсм] = 120 МПа. Для чугунных ступиц снижают указанные напряжения на 20…30 МПа.
При работе с малыми толчками [σсм] уменьшается на 1/3.
При ударной нагрузке – на 2/3.
В подвижных соединениях допускаемые напряжения существенно снижают, принимая с целью уменьшения износа [σсм]= 20…30 МПа.
Если σсм > [σсм], то допускается установка двух шпонок под углом 180°, однако более рациональным вариантом является переход к шлицевому соединению.
ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Достоинствами шлицевых соединений по сравнению со шпоночными являются: более высокая нагрузочная способность, лучшее центрирование соединяемых деталей, меньшая концентрация напряжений в материале вала.
Способы центрирования
твердость поверхности твердость поверхности
ступицы < 350 НВ ступицы > 350НВ
В соединениях, требующих высокой точности центрирования, используют центрирование по одному из диаметров. Наиболее технологичным является центрированиепо наружному диаметру, которое рекомендуют при твердости внутренней поверхности ступицы до 350НВ. Если внутренняя поверхность ступицы имеет твердость больше 350НВ, то выполняют центрированиепо внутреннему диаметру.
Центрирование по боковым поверхностям зубьевиспользуется для передачи больших переменных и ударных нагрузок, когда не требуется высокая точность центрирования.
РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
где T – передаваемый крутящий момент, Н×м; Kз=0,7…0,8– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, зависящий от условий работы и точности изготовления.