Главная » Контрольные

Основы конструирования, детали машин

Механизмом называют систему твердых тел, предназначенную для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения других тел (редуктор, коробка передач и др.).

Машиной называют механизм или устройство, выполняющее механические движения, служащие для преобразования энергии, материалов или информации с целью облегчения или замены физического или умственного труда человека и повышения его производительности.

Любая машина состоит из деталей.

Деталь часть машины, которую изготовляют без сборочных операций. Детали могут быть простыми (винт, шпонка) или сложными (коленчатый вал, станина станка). Несколько деталей, собранных в одно целое, образуют сборочную единицу или узел. Среди множества разнообразных деталей и узлов можно выделить такие, которые применяют в разных машинах: крепежные винты, зубчатые колеса, валы, подшипники качения, муфты. Эти детали (узлы) называют деталями (узлами) общемашиностроительного применения и изучают в курсе "ОК и ДМ".

Другие детали – поршни, гребные винты, лопатки турбин и др. – применяют только в одном или нескольких типах машин. Их относят к деталям специального назначения и изучают в соответствующих курсах.

Детали и узлы общемашиностроительного применения изготовляют ежегодно в больших количествах (в одном легковом автомобиле более пяти тысяч типодеталей, более тридцати подшипников), поэтому знание основных методов расчета, правил и норм проектирования, подтвержденных статистикой эксплуатации, очень важно для конструкторской подготовки.

Среди общих правил конструирования можно отметить следующие три.

Первое. При проектировании рассчитывают на нормальные условия эксплуатации. Так, если рассчитывать детали велосипеда из условий их неповреждения при наезде на непреодолимое препятствие, то получится перетяжеленная конструкция, которая будет трудна в эксплуатации.

Второе. Конструирование есть поиск оптимального компромиссного решения. Часто при проектировании должны быть удовлетворены противоречивые требования. Так, у боевого самолета должно быть обеспечено и достаточное бронирование кабины пилота (что требует увеличения массы) и необходимая дальность и скорость полета (что требует снижения массы).

Третье. При конструировании должно быть выполнено условие равнопрочности. Очевидно, что нецелесообразно конструировать отдельные элементы машины с излишними запасами несущей способности, которые все равно не могут быть реализованы в связи с отказом конструкции из–за разрушения или повреждения других элементов.

Объекты изучения в курсе "ОК и ДМ":

1     Соединения и детали соединений. Соединения разделяют на разъемные и неразъемные. Разъемные соединения допускают многократную переборку. Их основные типы: резьбовые, шпоночные, шлицевые, клеммовые, на закрепительных конических втулках.

Неразъемные соединения не допускают многократной переборки. Для разборки такого соединения его нужно разрушить. Основные типы: сварные, клеевые, паяные, заклепочные, соединения с натягом. Последние относят к неразъемным условно, так как они позволяют проводить сборку и разборку, но не многократно.

2     Детали передач. В курсе рассматривают механические передачи: зубчатые, планетарные, волновые, червячные, фрикционные, ременные, цепные, винт–гайка.

3     Детали, обслуживающие вращательное движение – валы и оси, подшипники качения и скольжения, муфты приводов.

При изучении каждого из объектов будем рассматривать:

1. Назначение объекта (передачи, муфты, соединения).

2. Описание конструкции и принципа действия (работы).

3. Области применения.

4. Сравнительные достоинства и недостатки.

5. Условия работы и действующие нагрузки.

6. Характер и причины отказа – критерии работоспособности.

7. Применяемые материалы и сведения о технологии изготовления.

8. Методы расчета и конструирования (составление расчетной схемы; проектировочный и  (или) проверочный расчет по основным  критериям работоспособности; рекомендации по конструированию).

9. Направления совершенствования конструкции и методов расчета.

10. Контрольные вопросы по теме.

При выполнении курсового проекта дополнительно изучают проектирование корпусных деталей (корпусов, рам, плит), деталей смазывающих устройств, упругих элементов и др.

Детали машин должны удовлетворять двум основным условиям: надежности и экономичности. Под экономичностью понимают минимально необходимую стоимость проектирования, изготовления и эксплуатации.

 

Тема 2 Основные понятия и показатели надежности (0,5 часа)

План лекции:

  1. Основные определения
  2. Основные показатели надежности

 

Надежностьсвойство изделия сохранять во времени способность к выполнению требуемых функций в заданных режимах и условиях применения, технического обслуживания, хранения и транспортирования.

Надежность характеризуют состояниями и событиями.

Работоспособность состояние изделия, при котором оно способно нормально выполнять заданные функции.

Отказ событие, заключающееся в полной или частичной утрате работоспособности.

Показатели качества изделия по надежности: безотказность, долговечность и ремонтопригодность.

Безотказность – свойство изделия непрерывно сохранять работоспособность в течение заданного времени.

Долговечность – свойство изделия длительно сохранять работоспособность до наступления предельного состояния при соблюдении норм эксплуатации. Под предельным понимают такое состояние изделия, при котором его дальнейшая эксплуатация недопустима или нецелесообразна.

Ремонтопригодность – свойство изделия, заключающееся в приспособленности к поддержанию и восстановлению работоспособности путем технического обслуживания и ремонта.

Временные понятия надежности: наработка, ресурс и срок службы.

Наработка – продолжительность или объем работы изделия (в часах, километрах пробега, числах циклов нагружения).

Ресурс – суммарная наработка изделия от начала эксплуатации до перехода в предельное состояние (в часах, километрах пробега и др.).

Срок службы – календарная продолжительность эксплуатации изделия от начала до перехода в предельное состояние. Выражают обычно в годах. Срок службы включает наработку изделия и время простоев.

Основными показателями надежности являются.

– по безотказности – вероятность безотказной работы и интенсивность отказов;

– по долговечности – средний и гамма–процентный ресурс;

– по ремонтопригодности – вероятность восстановления.

Под вероятностью P(t) безотказной работы понимают вероятность того, что в заданном интервале времени или в пределах заданной наработки не возникает отказ изделия.

Если за время t наработки из числа N одинаковых изделий были изъяты из–за отказов n изделий, то вероятность безотказной работы изделия:

,                               (1)

Вероятность безотказной работы сложного изделия равна произведению вероятностей безотказной работы отдельных его элементов:

,                                 (2)

Если:

 

то:

,                                         (3)

Отсюда следует, что чем больше элементов в изделии, тем ниже его надежность.

Эксплуатация изделия с таким низким показателем P(t) нецелесообразна.

Интенсивность отказов (t). В разные периоды эксплуатации или испытаний изделий число отказов в единицу времени различно. Интенсивность отказов – отношение числа п отказавших в единицу времени t изделий к числу изделий (N n), исправно работающих в данный отрезок времени, при условии, что отказавшие изделия не восстанавливают и не заменяют новыми:

,                                          (1.4)

Вероятность безотказной работы можно оценить по интенсивности отказов:

,                                                         (1.5)

Для деталей машин в качестве показателя долговечности используют средний ресурс (математическое ожидание ресурса в часах работы, километрах пробега, миллионах оборотов) или гамма–процентный ресурс (суммарная наработка, в течение которой изделие не достигает предельного состояния с вероятностью, выраженной в процентах). Для изделий серийного и массового производства наиболее часто используют гамма–процентный ресурс: для подшипников качения, например, 90 %– ный ресурс.

Под вероятностью восстановления понимают вероятность того, что время восстановления работоспособного состояния изделия не превысит заданное значение.

Основы надежности закладывает конструктор при проектировании изделия (точностью составления расчетной схемы). Определение показателей надежности выполняют методами теории вероятностей, их используют при выборе оптимальных вариантов конструкции. Надежность зависит также от качества изготовления (неточности влияют на распределение нагрузок в зоне силового взаимодействия) и от соблюдения норм эксплуатации.

 

Тема 3 Критерии работоспособности и расчета деталей (0,5 часа)

План лекции:

1.  Прочность

2.  Жесткость

3.  Износостойкость

4.  Виброустойчивость

 

Критерии работоспособности: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

При конструировании работоспособность деталей обеспечивают выбором материала и расчетом размеров по основному критерию.

Выбор критерия для расчета обусловлен характером разрушения (видом отказа): для крепежных винтов – прочность, для ходовых винтов – износостойкость, для валов – жесткость.

Важнейшим критерием работоспособности является прочность, т.е. способность детали сопротивляться разрушению или возникновению недопустимых пластических деформаций под действием приложенных к ней нагрузок. Это абсолютный критерий. Ему должны удовлетворять все детали.

Основы расчетов на прочность изучают в курсе "Сопротивление материалов". В курсе "ОК и ДМ" общие методы расчетов на прочность рассматривают в приложении к конкретным деталям и придают им форму инженерных расчетов. На практике применяют расчеты на прочность по номинальным напряжениям, по коэффициентам безопасности или по вероятности безотказной работы.

Расчеты по номинальным напряжениям выполняют в качестве предварительных для выбора основных размеров (для проектировочных расчетов). При этом используют номинальные эксплуатационные ( ) и допускаемые ( ) напряжения с целью выполнения условий по:

– нормальным  напряжениям:

,                                                (6)

– касательным  напряжениям:

,                                                  (7)

Эти расчеты наиболее просты и удобны для обобщения опыта конструирования путем накопления данных о напряжениях в хорошо зарекомендовавших себя конструкциях, работающих в близких или сходных условиях. Наиболее полезны такие данные для машин массового выпуска, опыт эксплуатации которых велик.

Расчеты по коэффициентам безопасности. В отличие от расчета по номинальным напряжениям они учитывают в явной форме отдельные факторы, влияющие на прочность: концентрацию напряжений, отличие в размерах деталей и опытных образцов, наличие упрочнений, а поэтому более точны. Вместе с тем, эти расчеты сохраняют условность, так как коэффициент безопасности вычисляют для некоторых условных характеристик материалов и значений нагрузок.

В ответственных конструкциях выполняют расчет по вероятности безотказной работы. Для широкого применения этого метода требуется накопление достоверного статистического материала по действующим нагрузкам и физико-механическим характеристикам материалов. Важным при расчетах на прочность является точное выявление действительных эксплуатационных нагрузок.

Нагрузки, определяющие напряженное состояние деталей, можно подразделить на постоянные и переменные по времени. Постоянные нагрузки: силы тяжести (в транспортных и подъемно–транспортных машинах), давления жидкости или газа, от начальной затяжки резьбовых соединений, сил пластического деформирования заклепок.

Постоянные нагрузки могут вызывать переменные напряжения. Так, при вращении вала, нагруженного изгибающим моментом, одни и те же волокна его оказываются попеременно то в растянутой, то в сжатой зоне. Так же поочередный вход в зацепление зубьев зубчатых передач вызывает в них периодическое изменение напряжений.

Основные механические характеристики материалов (предел текучести σт, временное сопротивление σв) определяют при постоянных нагрузках.

Переменность нагружения обусловлена периодическим изменением нагрузок и соответственно напряжений. Продолжительность одного цикла нагружения называют периодом и обозначают Т. Нагружение с одним максимумом и с одним минимумом в течение одного периода при постоянстве параметров цикла называют регулярным нагружением.

Характеристикой напряженности детали является цикл напряжений – совокупность последовательных значений напряжений за один период их изменения при регулярном нагружении. Цикл напряжений (рис. 1) характеризуют максимальным , минимальным  и средним  напряжениями, амплитудой  напряжений, периодом T, коэффициентом асимметрии R:

,                                              (8)

 

Рисунок 1 – Основные циклы нагружений

Основные циклы напряжений (рис. 1): а – асимметричный (крепежные винты, пружины), б – отнулевой (зубья зубчатых колес), в – симметричный (валы, вращающиеся оси).

Разрушение деталей машин, длительное время подвергающихся действию переменных напряжений, происходит при значительно меньших напряжениях, чем временное сопротивление или предел текучести.

Под действием переменных напряжений возникают необратимые изменения физико-механических свойств материала – усталостные повреждения (образование микротрещин, их развитие и разрушение материала). Процесс накопления повреждений называют усталостью.

Число циклов напряжений, выдержанных нагруженной деталью до усталостного разрушения, называют циклической долговечностью, которую можно оценить с помощью кривых усталости

 

Рисунок 2 – Кривая усталости

Кривые усталости получают опытным путем, задавая испытуемым образцам различные значения напряжений σ = σmax (рис. 2) и определяя число N циклов, при котором происходит их разрушение. Кривые усталости описывают степенной функцией:

,                                                     (9)

где    С – постоянная, соответствующая условиям проведения эксперимента.

В завершение рассмотрения критерия прочности отметим, что такие разрушения, как смятие контактирующих поверхностей, их выкрашивание и изнашивание обусловлены действием контактных напряжений (напряжений в месте контакта криволинейных поверхностей двух прижатых друг к другу тел). Отказы около 50% деталей (зубчатые, фрикционные и червячные передачи, подшипники качения) обусловлены действием контактных напряжений. Подробнее контактная прочность рассмотрена в разделе "Механические передачи".

Жесткостьспособность детали сопротивляться изменению формы и размеров под нагрузкой. Роль этого критерия работоспособности возрастает в связи с тем, что прочностные характеристики материалов (например, сталей) постоянно улучшаются, что позволяет уменьшить размеры деталей, а упругие характеристики (модуль упругости) при этом не изменяются. Так, за последние 50 лет временное сопротивление σв легированных сталей повысили от 500 до 1500 МПа при неизменном значении модуля упругости  Е = 2,1·105 МПа.

Практические расчеты на жесткость проводят в форме ограничения упругих деформаций в пределах, допустимых для конкретных условий работы.

В уточненных расчетах прочности и жесткости деталей используют различные методы решения задач теории упругости, в частности метод конечных элементов (МКЭ). Этот метод реализуют на ЭВМ с большой памятью и высоким быстродействием.

Износостойкостьсвойство материала оказывать сопротивление изнашиванию. Под изнашиванием понимают процесс разрушения и отделения вследствие трения материала с поверхности твердого тела, проявляющийся в постепенном изменении размеров или формы.

Износостойкость зависит от физико-механических свойств материала, термообработки и шероховатости поверхностей, от значений давлений или контактных напряжений, скорости скольжения, наличия смазочного материала, режима работы и т.д.

Износ (результат изнашивания) изменяет характер сопряжения, увеличивает зазоры в подвижных соединениях, вызывает шум, уменьшает толщину покрытия, снижает прочность деталей. Износ можно уменьшить, если разделить трущиеся детали смазочным материалом. В подшипниках скольжения с помощью гидродинамических расчетов определяют необходимую толщину масляного слоя. Для сравнительно медленно перемещающихся деталей (направляющие станков, ходовые винты) используют гидростатический контакт: масло в зону взаимодействия подают под давлением.

Универсального и общепринятого метода расчета на изнашивание нет. В большинстве случаев расчет проводят в форме ограничения действующих давлений р в местах контакта:

,                                                 (10)

Исследованиями контактного взаимодействия твердых тел при их относительном смещении занимается новая наука триботехника.

Теплостойкость – способность конструкции работать в пределах заданных температур в течение заданного срока службы. Нагрев деталей в процессе работы машины приводит к:

1 Снижению механических характеристик материала и к появлению пластических деформаций – ползучести. Стальные детали, работающие при температурах ниже 300 °С, на ползучесть не рассчитывают.

2 Уменьшению зазоров в подвижных сопряжениях деталей и, как следствие, схватыванию, заеданию, заклиниванию.

3 Снижению вязкости масла и несущей способности масляных пленок. С повышением температуры вязкость минеральных нефтяных масел снижается по кубической параболе – очень резко.

Для обеспечения нормального теплового режима работы проводят тепловые расчеты (расчеты червячных и волновых редукторов, подшипников скольжения). При этом составляют уравнение теплового баланса (тепловыделение за единицу времени приравнивают теплоотдаче) и определяют среднюю установившуюся температуру при работе машины. С целью повышения теплоотдачи предусматривают охлаждающие ребра, принудительное охлаждение или увеличивают размеры корпуса.

Виброустойчивость – способность конструкции работать в диапазоне режимов, достаточно далеких от области резонанса. Вибрации снижают качество работы машин, увеличивают шум, вызывают дополнительные напряжения в деталях. Особенно опасны резонансные колебания.

В связи с повышением скоростей движения машин опасность вибраций возрастает. Поэтому расчеты на виброустойчивость приобретают все большее значение. Периодическое изменение внешних сил в поршневых машинах или сил от неуравновешенности вращающихся деталей, от погрешностей изготовления вызывает вынужденные колебания. При совпадении или кратности частоты вынужденных колебаний и частоты собственных колебаний наблюдают явление резонанса. При резонансе амплитуда колебаний достигает больших значений – происходит разрушение. Работать можно в до- или послерезонансной зонах. Переход через резонансную зону должен быть осуществлен достаточно быстро.

Расчеты на виброустойчивость выполняют для машины в целом. Они сводятся к определению частот собственных колебаний механической системы и обеспечению их несовпадения с частотой вынужденных колебаний.

К устройствам для снижения колебаний относят маховики, Упругодемпфирующие элементы и демпферы, рассеивающие энергию колебаний.

 

Тема 4 Общие вопросы проектирования (0,5 часа)

План лекции:

1.  Проектировочный расчет

2.  Проверочный расчет

3.  Комплексное и системное проектирование

 

Проектировочным расчетом называют определение основных размеров детали при выбранном материале и по формулам, соответствующим главному критерию работоспособности (прочности, жесткости, износостойкости и др.). Этот расчет применяют в тех случаях, когда размеры конструкции заранее не известны. Проектировочные расчеты являются упрощенными, их выполняют как предварительные.

Проверочным расчетом называют определение фактических характеристик главного критерия работоспособности детали или определение наибольшей допустимой нагрузки на деталь по допускаемым значениям главного критерия работоспособности. При проверочном расчете определяют фактические (расчетные) напряжения и коэффициенты запаса прочности, действительные прогибы и углы наклона сечений, температуру, ресурс при заданной нагрузке или допустимую нагрузку при заданных размерах и т.д.

Проверочный расчет является уточненным, его проводят, когда форма и размеры детали известны из проектировочного расчета или приняты конструктивно, когда определена технология изготовления (способ получения заготовки, вид термообработки, качество поверхности и др.).

Расчеты и конструирование органически связаны. Конструированием называют творческий процесс создания механизма или машины в чертежах на основе проектировочных и проверочных расчетов. При разработке конструкции машины рассматривают различные варианты с целью получения оптимальной конструкции при наименьшей стоимости ее изготовления и эксплуатации. Конструирование подразумевает проведение всестороннего анализа статистического материала, отражающего опыт проектирования, изготовления и эксплуатации машин данного типа. Задачи оптимизации выполняют с применением ЭВМ.

Современная проектно–конструкторская деятельность подразумевает системный образ мышления и комплексный подход к проектированию машин.

Проектирование – один из этапов так называемого жизненного цикла изделия, в который входят также этапы производства, эксплуатации и утилизации.

Проектирование представляет собой процесс решения многовариантной и в соответствии с многочисленными и разнообразными требованиями, которым каждый из возможных вариантов должен отвечать, еще и многокритериальной  задачи.

Изделие машиностроения – не простая совокупность деталей. В собранном изделии детали находятся во взаимосвязи и взаимозависимости, которые и определяют качественные характеристики изделия. Образно говоря, не машина состоит из деталей, а детали образуют машину, являясь элементами системы и требуя системного подхода при расчете и разработке. Таким образом, проектирование должно быть системным.

Системное проектирование – это решение технической задачи для части с позиций целого.

Объединенные в производственном процессе отдельные единицы оборудования оказывают как непосредственное, так и косвенное влияние на работу друг друга и представляют собой технологические системы производств. Например, гибкие производственные системы (комплексы механообработки).

Комплексное проектирование – это процесс разработки оборудования с позиций технологической системы.

Основные этапы комплексного проектирования:

Формулировка задачи на разработку изделия и обоснование его актуальности, исходя из той системы, элементом которой будет разрабатываемое изделие. Определение места изделия в технической системе. Задачу формулируют в общем виде, без излишней детализации. Нужно стараться сделать формулировку настолько общей, насколько позволяет важность задачи.

Анализ задачи: уточнение в деталях поставленной задачи, определение критериев, которыми будут пользоваться при нахождении лучшего варианта, определение ограничений решения, разработка комплексной модели качества и составление на ее основе комплекса критериев. Устанавливают качественные и количественные характеристики начального и конечного состояний, в том числе вариации входа и выхода.

Ограничения обычно отражают существующие условия физической или технологической реализуемости того или иного параметра путем назначения его минимально и максимально допустимых значений. Например, ограничения по габаритам, массе, быстроходности или ограничения по критериям работоспособности и надежности. Часто используют понятие – конструктивные ограничения.

Ограничения решения сводят в систему неравенств и равенств и вводят в математическую модель. Математическая модель – совокупность формул, уравнений, соотношений, алгоритмов или программ, отражающая свойства моделируемого объекта или имитирующая реальный процесс.

Поиск возможных решений. Центральный этап проектирования. Для решения задач курса "ОК и ДМ" наиболее часто используют структурное или параметрическое моделирование.

При структурном моделировании варианты приводов получают как возможные комбинации различных типов редукторов, муфт, открытых передач.

При параметрическом моделировании разные варианты заданной структуры привода получают путем применения разных материалов или видов термообработки, различного распределения передаточных чисел между отдельными передачами, применения различных исполнений той или иной передачи (для ременной, например, с плоским, клиновым, поликлиновым или зубчатым ремнем).

Выбор оптимального варианта по результатам сравнительного анализа возможных решений. Это главный среди этапов, предшествующих конструированию, – этап принятия решения.

Разрабатываемое изделие характеризуют определенными свойствами. Свойства, по которым ведут оценку при выборе лучшего решения, называют критериями. В соответствии с комплексной моделью качества формируют комплекс критериев.

Завершают комплексное проектирование конструктивной разработкой оптимального варианта и последующим уточнением принятого решения на основе экспериментальных исследований или опытной эксплуатации.

 

Рекомендуемая литература

1. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.

2. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.: Машиностроение, 2004.

 

Раздел 2 Соединения деталей машин

Тема 5 Резьбовые соединения (1 час)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Метрическая резьба

3. Соотношение между силами и моментами, действующими на резьбовые детали в процессе затяжки

 

Соединение деталей с помощью резьбы является одним из старейших и наиболее распространенных видов разъемного соединения. Легко и просто обеспечивает сборку и разборку. Резьбовое соединение образуют две детали. У одной из них на наружной, а у другой на внутренней поверхности выполнены расположенные по винтовой поверхности выступы – соответственно наружная и внутренняя резьбы.

Резьбы формируют на цилиндрических или конических поверхностях. Наибольшее распространение имеют цилиндрические резьбы.

Достоинства резьбовых соединений.

1. Обеспечивают возможность многократной сборки – разборки.

2. При небольшой силе на ключе создают значительные силы затяжки вследствие клинового действия резьбы и большого отношения длины L гаечного ключа к радиусу r резьбы (L/r » 28). Так, сила затяжки винта М12 может составлять 20000 Н.

3. Позволяют производить сборку деталей при различном взаимном их расположении. Тем самым с помощью резьбовых деталей можно выполнять регулирование, в том числе и регулирование осевого положения деталей на валу или осевого положения самого вала в корпусе.

Недостаток – сравнительно большие размеры и масса фланцев для размещения гаек или головок винтов.

Применение. Резьбовые детали в виде винтов, болтов и шпилек с гайками применяют для крепежа – соединения нескольких деталей в одно целое. Роль гайки может выполнять корпусная деталь.

Примеры соединений с помощью резьбовых деталей:

соединение в одно целое отдельных секций мостов, подъемных кранов;

соединение нескольких сборочных единиц (редуктора и фланцевого электродвигателя; картера, блока цилиндров и головки блока в двигателе внутреннего сгорания; колеса с полуосью автомобиля);

-   соединение деталей (крышки и основания корпуса редуктора; крышек подшипников с корпусом коробки передач);

-   крепление узлов и деталей на основании (редуктора на плите; плиты к полу цеха; резца в суппорте токарного станка).

Конические резьбы обеспечивают требуемую плотность (непроницаемость) соединения без каких–либо уплотнений – за счет радиального натяга. Их применяют для соединительной трубной арматуры, пробок, заглушек, штуцеров гидравлических систем, пресс–масленок.

Наряду с соединениями резьбовые детали применяют:

-   в передачах винт – гайка, служащих для преобразования вращательного движения в поступательное;

-   для регулирования осевых зазоров в подшипниках качения, регулирования конического зубчатого и червячного зацепления и др.

 

Рисунок 3 – Основные геометрические параметры метрической резьбы

На рис. 3 приведены основные геометрические параметры метрической резьбы – основной для крепежных изделий:

d наружный диаметр наружной резьбы (номинальный диаметр резьбы);

d1 – внутренний диаметр наружной резьбы;

d2средний диаметр (ширина впадины равна ширине выступа);

d3внутренний диаметр наружной резьбы по впадине;

a – угол профиля;

Р – шаг;

Н– высота исходного треугольника:

,                                                (11)

Н1 – рабочая высота профиля:

,                                         (12)

D, D1 и D2соответственно наружный, внутренний и средний диаметры внутренней резьбы.

Поскольку угол подъема винтовой линии зависит от диаметра цилиндра (причем угол подъема больше на меньшем диаметре), то принято угол y  подъема резьбы определять на среднем диаметре d2:

,                                           (13)

Резьба одного номинального диаметра может иметь разные шаги. Так, для резьбы М64 крупный шаг – 6мм, мелкие шаги – 4; 3; 2; 1,5; 1мм. Меньшему шагу соответствует больший внутренний диаметр d3 (рис. 4). Для крепежных деталей желательно применять резьбы с крупным шагом.

Резьбы с мелким шагом меньше ослабляют деталь, их отличает повышенное самоторможение, так как при малом шаге угол подъема винтовой линии мал. Мелкие резьбы применяют в резьбовых соединениях, подверженных действию переменных нагрузок (крепление колеса автомобиля, свечи зажигания ДВС), а также в тонкостенных и мелких деталях, регулировочных устройствах (точная механика, приборы).

Обычно применяют предварительно затянутые резьбовые соединения. Первоначальной затяжкой создают давление на стыке соединяемых деталей, что обеспечивает необходимую жесткость соединения и плотность стыка.

 

Рисунок 4 – Шаг метрической резьбы

Момент сопротивления в резьбе. Выявим соотношение между силой Tзат затяжки и моментом Tр сопротивления в резьбе:

,                                               (14)

Из полученной зависимости следует, что момент сопротивления в резьбе тем больше, чем больше приведенный угол трения j1= j/cosgn т.е. Тр зависит от материала резьбовой пары и от угла g наклона рабочей стороны профиля. В метрической резьбе угол наклона профиля наибольший (g = 30°), поэтому и момент сопротивления в резьбе – наибольший. Для крепежных резьб это не является недостатком, поскольку момент сопротивления в резьбе препятствует самоотвинчиванию.

Момент Тр сопротивления в резьбе скручивает стержень винта (создает касательные напряжения).

Момент трения на торце гайки. Контакт гайки с плоской опорной поверхностью корпуса ограничен кольцом с внутренним диаметром, равным диаметру d0 отверстия в корпусе под стержень винта, и наружным диаметром D, соответствующим границе фаски на опорной поверхности гайки. Приближенно момент Tт трения на торце гайки определяют как произведение силы трения Fтр=Fзатfт на средний радиус Rcp=(d0+D)/4 кольцевой поверхности:

,                                     (15)

Здесь fткоэффициент трения на поверхности контакта.

В большинстве резьбовых соединений должна быть обеспечена стабильная работа без самоотвинчивания.

Условие самоторможения резьбы без учета трения на торце гайки по аналогии с наклонной плоскостью можно записать в виде

,                                                        (16)

где    yугол подъема резьбы (1,5...3°);

j1 – приведенный угол трения (при f=0,1...0,3    j1=6...16°).

Отсюда следует, что все крепежные резьбы — самотормозящие. Но это только при статическом действии нагрузок. При вибрациях j1 уменьшается вследствие микроперемещений поверхностей трения, сминания микронеровностей на рабочих поверхностях резьбы, и резьбовая пара отвинчивается. Поэтому на практике широко применяют различные способы стопорения, в которых используют:

 

Тема 6 Сварные соединения. (1 час)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Сварные стыковые соединения

3. Сварные нахлесточные соединения

4. Сварные тавровые соединения

 

Сварные соединения – наиболее распространенный тип неразъемных соединений. Их получают формированием межатомных связей в свариваемых деталях путем местного нагрева в зоне их соединения до жидкого состояния или путем пластического деформирования деталей в зоне стыков с нагревом или без нагрева (сварка взрывом).

Преимущественно сварное соединение образуют путем местного нагрева:

– с расплавлением металла без приложения сипы (сварка электродуговая, газовая, электронно-лучевая),

– без расплавления металла и с приложением силы. Металл деталей соединения в этом случае не расплавляют, а доводят до пластичного состояния. Соединение образуют путем сдавливания деталей (различные виды контактной сварки).

Достоинства сварных соединений.

1.Малая масса. По сравнению с заклепочными соединениями экономия металла составляет 15–20%, т.к. в заклепочных соединениях отверстия под заклепки ослабляют материал и обязательно применение накладок или частичное перекрытие соединяемых деталей. По сравнению с литыми стальными конструкциями экономия по массе составляет до 30%. Сваркой можно получить более совершенную конструкцию (литье не допускает большие перепады размеров) с малыми припусками на механическую обработку.

2.Малая стоимость. Стоимость сварной конструкции из проката примерно в 2 раза ниже стоимости литья и поковок.

3.Экономичность процесса сварки, возможность его автоматизации. Это связано с малой трудоемкостью процесса, сравнительной простотой и дешевизной оборудования: не нужны одновременное плавление большого количества металла, как при литье, и мощные дыропробивальные машины для установки заклепок большого диаметра.

4.Плотность и герметичность соединения.

5.Возможность получения конструкций очень больших размеров (что невозможно, например, при литье): сварной мост через Днепр, антенны радиотелескопов.

Недостатки сварных соединений.

1.Возможность получения скрытых дефектов сварного шва (трещины, непровары, шлаковые включения). Применение автоматической сварки в значительной мере устраняет этот недостаток.

2.Трудность контроля качества сварного шва. Существующие рентгеноскопические и ультразвуковые методы сложны.

3.Коробление деталей из–за неравномерности нагрева в процессе сварки.

4.Невысокая прочность при переменных режимах нагружения. Сварной шов является сильным концентратором напряжений.

Дуговая электрическая сварка — важнейшее российское изобретение. Угольно–дуговая сварка впервые предложена Н. И. Бенардосом в 1882 г. Н. Г. Славянов в 1888 г. предложил сварку металлическим электродом.

В курсе "ОК и ДМ" основное внимание уделяют изучению конструкций и инженерным методам расчета сварных соединений.

Применение. Сварные соединения широко применяют в строительстве. В машиностроении сварку применяют для получения заготовок деталей из проката в мелкосерийном и единичном производстве. Сварными выполняют станины, рамы, корпуса редукторов, шкивы, зубчатые колеса, коленчатые валы, корпуса судов, кузова автомобилей, обшивку железнодорожных вагонов, трубопроводы, мосты, антенны радиотелескопов и др. В массовом производстве применяют штампосварные детали.

Наибольшее распространение получили соединения электродуговой и газовой сваркой. Хорошо свариваются низко– и среднеуглеродистые стали. Высокоуглеродистые стали, чугуны и сплавы цветных металлов свариваются хуже.

По конструктивным признакам (по взаимному расположению соединяемых элементов) сварные соединения разделяют на:

 

Рисунок 5 – Типы сварных швов по взаимному расположению свариваемых элементов

В зависимости от типа сварного шва различают сварные соединения:

Исходное условие проектирования сварного соединения – обеспечение равнопрочности сварного шва и соединяемых элементов. Условие равнопрочности, например, для сварного нахлесточного соединения по рис. 6,а сводится к тому, что расчет параметров сварного шва следует выполнять по силе [F], определяемой по прочности элемента с наименьшим поперечным сечением:

,                                                 (17)

где    [σ]р – допускаемое напряжение растяжения.

Здесь и далее для наглядности сварной шов будем отмечать короткими штрихами (рис. 6).

 

а                                    б

Рисунок 6 – Нахлесточное сварное соединение

Сварные швы разделяют на рабочие и связующие. На прочность рассчитывают только рабочие швы, которые непосредственно передают рабочую нагрузку между соединяемыми элементами. Связующие швы испытывают напряжения только от совместной деформации с основным металлом (рис. 6,б). Они мало нагружены и на прочность их не рассчитывают.

Сварные стыковые соединения. Если стыковое соединение образуют два металлических листа, то их сближают до соприкосновения по торцам и сваривают.

При автоматической сварке в зависимости от толщины d деталей сварку выполняют односторонним (рис. 7,а) или двусторонним (рис. 7,б) швами. При толщинах d до 15мм сварку выполняют без специальной подготовки кромок. При большей толщине листов предварительно выполняют специальную подготовку кромок (рис. 8).

 

Рисунок 7 – Односторонний и двухсторонний стыковые швы

 

 

Рисунок 8 – Подготовка кромок в стыковом шве

При ручной сварке без подготовки кромок сваривают листы толщиной до 8мм. Шов накладывают с одной стороны (при d£3мм) или с двух сторон  (3<d£8мм).

В районе сварного шва из–за высокой местной температуры может произойти изменение физических, химических, структурных свойств основного металла и, как следствие, понижение его механических характеристик – появляется так называемая зона термического влияния (рис. 9). Поэтому разрушение сварного соединения происходит обычно в зоне влияния, т.е. вблизи сварного шва.

Расчет стыкового соединения выполняют по размерам сечения детали в зоне термического влияния. Условие прочности при нагружении растягивающей силой F соединения в виде полосы (рис. 7,б):

,                                         (18)

Допускаемые напряжения для расчета сварных соединений принимают по механическим характеристикам материала в зоне влияния сварного шва и отмечают штрихом [σ]'р в отличие от допускаемых напряжений основного металла [σ]р.

 

Рисунок 9 – Разрушение сварного соединения

В стыковом соединении, нагруженном изгибающим моментом М (рис. 10), вычисляют напряжения σи изгиба:

,                                            (19)

,                                                    (20)

 

Рисунок 10 –Стыковое соединение, нагруженное изгибающим моментом

Стыковое соединение может быть выполнено не только из листов или полос, но и из труб, уголков, швеллеров и других фасонных профилей. Во всех случаях сварная конструкция получается близкой к целой.

Сварные нахлёсточные соединения. Сварное нахлесточное соединение выполняют фланговыми (рис. 11,а) или лобовыми (рис. 12) швами. При этом шов заполняет угол между боковой поверхностью одного элемента и кромкой другого. Такие швы называют угловыми. Угловые швы выполняют однопроходными и многопроходными, без скоса кромок и со скосом кромок.

 

Рисунок 11 – Фланговый сварной шов

 

Основными характеристиками углового шва являются (рис. 11,б): к – катет (по аналогии со стороной прямоугольного треугольника), а — рабочая высота (определяет наименьшее сечение в плоскости, проходящей через биссектрису прямого угла, по которому происходит разрушение – срез). Обычно для шва при ручной сварке а = 0,7к (высота прямоугольного треугольника с катетами к). Автоматическую сварку характеризует более глубокий провар: а = к. Условия работы такого шва более благоприятные. Не рекомендуют применять катет менее 3мм.

Фланговым называют шов, располагаемый параллельно, а лобовым – перпендикулярно линии действия внешней силы. Величина нахлестки l должна быть не менее 4d, где d – толщина листа.

Вследствие различной жесткости соединяемых элементов касательные напряжения t (напряжения среза) по длине флангового шва распределены неравномерно (рис. 11,а). Чем длиннее шов, тем больше неравномерность. Поэтому длину шва ограничивают:

,                                                (21)

где к – катет сварного шва, мм.

 

Рисунок 12 – Лобовой сварной шов

 

В швах длиной менее 30мм не успевает установиться тепловой режим и получается некачественный шов. А при длинных швах существует высокая неравномерность в распределении напряжений.

Угловой шов при нагружении испытывает сложное напряженное состояние. Однако для простоты такой шов условно рассчитывают на срез под действием средних касательных напряжений t.

Условие прочности флангового шва (рис. 11) (здесь 2 – число швов):

,                                                       (22)

Во избежание возникновения повышенных изгибающих напряжений лобовые швы следует накладывать с двух сторон (рис. 12). Как показывает практика, разрушение лобовых швов происходит вследствие их среза по биссектральной плоскости. Поэтому расчет лобовых швов условно ведут по напряжениям среза t. Поверхность разрушения определяют размеры а и b:

,                                                       (23)

Применяют также комбинированные швы, состоящие из фланговых и лобовых (рис. 13). Для простоты считают, что сила F  растяжения нагружает швы равномерно:

,                                                        (24)

где    L – периметр комбинированного шва:

,                                                   (25)

 

 

Рисунок 13 – Комбинированный сварной шов

Сварные тавровые соединения. Тавровое соединение образуют элементы, расположенные во взаимно перпендикулярных плоскостях (рис. 14,а). Такое соединение может быть выполнено швами с глубоким проплавлением (рис. 14,б и в), получаемыми при автоматической сварке и при сварке с предварительной подготовкой кромок (стыковым швом), или угловыми швами при ручной сварке (рис. 14,г). Метод расчета соединения зависит от типа шва.

 

Рисунок 14 – Сварные тавровые соединения

Швы с глубоким проплавлением (рис. 14,б и в) прочнее основного металла. При нагружении соединения силой F разрушение происходит по сечению детали в зоне термического влияния. Расчет проводят по нормальным напряжениям растяжения:

,                                    (26)

Учет сварки проявляется в том, что принимают допускаемые напряжения для сварного шва, хотя расчет проводят по основному металлу.

Угловой шов (рис. 14,г) менее прочен, чем основной металл. Поверхность разрушения расположена в биссектральной плоскости шва, как в лобовых и фланговых швах нахлесточных соединений.

Напряжения среза:

,                                     (27)

Если соединение нагружено сжимающей силой, то часть силы передает основной металл и допускаемые напряжения можно повысить на ~60 %.

 

Тема 7 Заклепочные соединения. (0,5 часа)

План лекции:

1. Общие сведения. Применение заклепочного соединения.

2. Расчет заклепочного соединения, нагруженного растягивающей силой и моментом в плоскости стыка

 

Заклепочное соединение образуют деформированием заклепки, свободно установленной в отверстия соединяемых деталей (рис. 15). Пластически деформируя, заклепку осаживают, заполняя зазор между стержнем заклепки и стенками отверстия, и формируют замыкающую головку. Закладную головку выполняют на заклепке заранее. Заклепочные соединения относят к неразъемным.

 

Рисунок 15 – Заклепочные соединения

Достоинства (в сравнении со сварными соединениями):

1.  Стабильность качества соединения; возможность получения прочного плотного соединения.

2.  Надежный и простой визуальный контроль качества.

3.  Возможность соединения деталей из несвариваемых материалов.

4.  Возможность соединения деталей, нагрев которых недопустим из–за коробления или отпуска термообработанных деталей.

5.  Надежная работа при ударных и вибрационных нагрузках.

Недостатки:

1.  Ослабление деталей отверстиями и в связи с этим повышенный расход металла.

2.  Трудность автоматизации процесса склепывания.

3.  Менее удобные конструктивные формы в связи с необходимостью наложения одной детали на другую или применения накладок.

4.  Высокий уровень шума при работе с пневмоинструментом, используемым для деформирования заклепок.

В связи с развитием сварки заклепочные соединения в большинстве областей вытеснены сварными.

Применение:

Отверстие в листах получают:

Клепку (осаживание стержня) стальных заклепок при d 10мм, а также заклепок из алюминиевых сплавов, латуни и меди производят холодным способом, а стальных заклепок большего диаметра – горячим способом, с подогревом заклепки или ее конца до светло-красного каления (1000 ... 1100°С).

Клепку производят на клепальных машинах (прессах) или пневматическими молотками.

Основными для заклепочных соединений являются нагрузки в плоскости стыка, стремящиеся сдвинуть соединяемые детали одну относительно другой.

Рассмотрим расчет на примере двухрядного стыкового соединения (рис. 16). Определение силы, действующей на наиболее нагруженную заклепку, выполняем по аналогии с расчетом болтового соединения: находим отдельно составляющие от каждого силового фактора, а затем их геометрически суммируем.

Составляющая на i –й заклепке от момента Т:

,                            (28)

где z1, z2, z3, …, ziчисло заклепок, расположенных на расстоянии r1, r2, r3, …,ri от центра масс заклепочного соединения.

 

Рисунок 16 – Заклепочное соединение, нагруженной растягивающей силой

Составляющая на i–й заклепке от центрально приложенной силы Fp в предположении равномерного распределения сил между заклепками:

,                                                 (29)

где z = z1 + z2 + ... + zi + ... – общее число заклепок в соединении.

Суммарная сила на i –й заклепке:

,                                                  (30)

По рис. 16 наиболее нагружены заклепки 1 и 8: составляющие FTi, от момента наибольшие (заклепки расположены на наибольшем удалении от центра масс) и угол между векторами  и  острый.

 

Тема 8 Шпоночные соединения. (0,5 часа)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Соединения с призматическими шпонками

3. Соединения с сегментными шпонками

 

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица детали (колеса, шкива, звездочки и др.). Шпонка представляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы.

Назначение шпоночных соединений – передача вращающего момента между валом и ступицей.

Достоинства шпоночных соединений – простота конструкции и сравнительно невысокая стоимость изготовления, легкость монтажа и демонтажа, вследствие чего их применяют во всех отраслях машиностроения.

Недостатки – невысокая нагрузочная способность; в большинстве случаев необходима ручная подгонка при установке шпонки в паз вала; шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но, главное, значительной концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом.

Применение. Шпоночные соединения применяют для передачи вращающего момента между валами и установленными на них зубчатыми и червячными колесами, шкивами, звездочками, полумуфтами. В качестве неподвижных наиболее рациональны шпоночные соединения, сочетающиеся с посадкой ступицы на вал с натягом, обеспечивающей хорошее центрирование ступицы на валу и исключающей контактную коррозию.

Направляющие и скользящие шпонки иногда используют в подвижных в осевом направлении соединениях ступицы с валом (например, передвижной блок шестерен коробки скоростей). Вследствие низкой несущей способности эти соединения при новом проектировании заменяют подвижными шлицевыми соединениями.

Соединения с призматическими шпонками. Призматическая шпонка представляет собой прямоугольную призму (рис. 17,а). Другие исполнения имеют закругление одного или двух торцов (рис. 17,б). Закругленные торцы шпонки облегчают установку ступицы детали на вал при незначительном несовпадении боковых поверхностей шпонки и паза в отверстии детали.

 

Рисунок 17 – Призматические шпонки

Паз в ступице выполняют протяжкой или долбяком. Паз под шпонку на валу выполняют в единичном и мелкосерийном производстве концевой фрезой (рис. 18,а), в крупносерийном и массовом производстве – дисковой фрезой (рис. 18,б). Для паза, выполненного концевой фрезой, необходима ручная пригонка. Нарезание дисковой фрезой более производительно, а точность выполнения паза выше. Но паз имеет наклонный участок. Устанавливаемая на вал деталь может захватить шпонку, сместить ее до наклонного участка. Произойдет заклинивание. Поэтому шпонку необходимо крепить в пазу, например, винтами. Такое крепление применяют для направляющих шпонок, имеющих большую длину.

 

Рисунок 18 – Способы получения шпоночного паза на валу

Установку шпонки в паз на валу выполняют с натягом. Глубина паза – 0,6 от высоты h шпонки. Выступающая часть шпонки входит в паз ступицы, устанавливаемой на вал детали. Призматическая шпонка не удерживает деталь от осевого смещения вдоль вала.

На рис. 19 показано поперечное сечение шпоночного соединения. Размеры призматических шпонок стандартизованы. В стандарте указаны для каждого диаметра d вала значения ширины b и высоты h шпонки, глубины паза на валу t1 и в ступице t2. Стандартизованы также длины l шпонок.

 

Рисунок 19 – Поперечное сечение шпоночного соединения

Рабочими являются боковые, более узкие грани шпонок высотой h. При передаче вращающего момента с вала на деталь боковые (рабочие) поверхности шпонки испытывают действие напряжений смятия σсм, продольное сечение – действие напряжений среза tср. При расчетах на прочность принимают, что шпонка нагружена окружной силой 2·103 T/d, а напряжения смятия равномерно распределены как по высоте, так и по длине шпонки. Глубина врезания шпонки в вал такова, что на прочность достаточно рассчитать выступающую из вала часть высоты шпонки.

Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является прочность. Шпонки выбирают по таблицам стандарта в зависимости от диаметра вала. Размеры шпонок и пазов подобраны так, что прочность шпонок на срез и изгиб обеспечена, если выполнено условие прочности на смятие, поэтому основной расчет шпоночных соединений – расчет на смятие.

Режим работы, прочность материала деталей, характер их сопряжения учитывают при выборе допускаемых напряжений.

Соединения с призматическими шпонками проверяют по условию прочности на смятие:

,                                 (31)

где    Т – вращающий момент, Н·м;

d – диаметр вала, мм;

k= h t1 – выступающая из вала часть шпонки (глубина врезания шпонки в ступицу), мм;

lРрасчетная длина шпонки, мм (см. рис. 11.1); [σ]см – допускаемое напряжение смятия, МПа.

При проектировочном расчете из условия прочности находят расчетную длину lР, мм, шпонки:

,                                         (32)

Полную длину lс округлением до ближайшего значения определяют по стандарту:

,                                                       (33)

С целью уменьшения неравномерности распределения напряжений по высоте и длине шпонки длину соединения ограничивают:

,                                                          (34)

Условие прочности по напряжениям среза:

,                                    (35)

где    b – ширина шпонки, мм;

[t]ср – допускаемые напряжения среза, МПа.

Соединения с сегментными шпонками. Сегментную шпонку получают отрезая от круглого прутка диаметром D диск толщиной b, который затем разрезают на два равных сегмента. При этом высота шпонки h»0,4D длина l » D (рис. 20,а).

 

Рисунок 20 – Соединение сегментной шпонкой

Паз на валу выполняют дисковой фрезой, в ступице – протяжкой или долбяком (рис. 20,б). Такой способ изготовления обеспечивает легкость установки и удаления шпонки, взаимозаменяемость сопряжения. Ручная подгонка обычно не требуется. Шпонка в пазу вала самоустанавливается, не требует дополнительного крепления к валу.

Сегментные шпонки широко применяют в массовом и крупносерийном производстве. Вследствие указанных достоинств область их применения расширяется и на серийное и мелкосерийное производство. Недостатком соединения является ослабление сечения вала глубоким пазом, снижающим сопротивление усталости вала. Поэтому сегментные шпонки применяют при передаче небольших вращающих моментов и при установке деталей на малонагруженных участках вала (например, на концах валов).

Сегментные шпонки, как и призматические, работают боковыми гранями (рис. 21). Шпонки стандартизованы. Для каждого диаметра d вала в стандарте приведены значения b, h, t1, t2 и D.

 

Рисунок 21 – Поперечное сечение шпоночного соединения с сегментной шпонкой

Шпонки проверяют на прочность по напряжениям смятия σсм и среза tср по формулам, приведенным для призматических шпонок. При этом lР » l.

 

Тема 9 Шлицевые соединения. (0,5 часа)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Соединения с прямобочным профилем

3. Соединения с эвольвентным профилем

4. Соединения с треугольным профилем

 

Шлицевое соединение образуют выступы (зубья) на валу (рис. 22), входящие в соответствующие впадины (шлицы) в ступице. Рабочими поверхностями являются боковые стороны выступов. Выступы на валу выполняют фрезерованием, строганием или накатыванием в холодном состоянии профильными роликами по методу продольной накатки. Впадины в отверстии ступицы изготовляют протягиванием или долблением.

 

Рисунок 22 – Шлицевое соединение

Шлицевое соединение представляет собой фактически многошпоночное соединение, у которого шпонки выполнены как одно целое с валом.

Назначение шлицевых соединений – передача вращающего момента между валом и ступицей.

Шлицевые соединения стандартизованы и широко распространены в машиностроении.

Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными:

1.  Способность точно центрировать соединяемые детали или точно выдерживать направление при их относительном осевом перемещении.

2.  Меньшее число деталей соединения (шлицевое соединение образуют две детали, шпоночное – три).

3.  Большая несущая способность вследствие большей суммарной площади контакта.

4.  Взаимозаменяемость (нет необходимости в ручной пригонке).

5.  Большее сопротивление усталости вследствие меньшей глубины впадины и меньшей поэтому концентрации напряжений, особенно для эвольвентных шлицев.

Недостатки – более сложная технология изготовления, а следовательно, более высокая стоимость.

Шлицевые соединения различают:

Соединения с прямобочным профилем (рис. 22; 23). Применяют в неподвижных и подвижных соединениях. Они имеют постоянную толщину выступов.

Стандарт предусматривает три серии соединений с прямобочным профилем: легкую, среднюю и тяжелую, которые различаются высотой и числом z выступов. Тяжелая серия имеет более высокие выступы с большим их числом; рекомендуется для передачи больших вращающих моментов.

Центрирование (обеспечение совпадения геометрических осей) соединяемых деталей выполняют по наружному D, внутреннему d диаметрам или боковым поверхностям b выступов. Выбор способа центрирования зависит от требований к точности центрирования, от твердости ступицы и вала. Первые два способа обеспечивают наиболее точное центрирование. Зазор в контакте поверхностей: центрирующих – практически отсутствует, не центрирующих – значительный.

Центрирование по наружному диаметру D (рис. 23,а). В этом случае точность обработки сопрягаемых поверхностей обеспечивают: в отверстии – протягиванием, на валу – шлифованием. По диаметру D обеспечивают сопряжение по одной из переходных посадок. По внутреннему диаметру d между деталями существует зазор. При передаче вращающего момента на рабочих боковых сторонах действуют напряжения смятия σсм.

В соответствии с технологией обработки центрирующей поверхности в отверстии (протягивание) центрирование по наружному диаметру может быть применено при невысокой твердости ступицы (£ 350 НВ).

 

Рисунок 23 – Шлицевое соединение с прямобочным профилем

Центрирование по внутреннему диаметру d (рис. 23,б). Применяют при высокой твердости ступицы (³ 45 HRC), например, после ее закалки, когда затруднена калибровка ступицы протяжкой или дорном. Точность обработки сопрягаемых поверхностей обеспечивают: в отверстии – шлифованием на внутришлифовальном станке, на валу – шлифованием впадины профилированными кругами, в соответствии с чем предусматривают канавки для выхода шлифовального круга.

По центрирующему диаметру d обеспечивают сопряжение по переходной посадке. Размер h площадки контакта определяют так же, как и при центрировании по наружному диаметру.

Центрирование по D или d применяют в соединениях, требующих высокой соосности вала и ступицы (при установке на валы зубчатых или червячных колес в коробках передач автомобилей, в станках, редукторах; а также при установке шкивов, звездочек, полумуфт на входных и выходных концах валов).

Центрирование по боковым поверхностям b (рис. 23,в). В сопряжении деталей по боковым поверхностям зазор практически отсутствует, а по диаметрам D и d имеет место явный зазор. Это снижает точность центрирования, но обеспечивает наиболее равномерное распределение нагрузки между выступами. Поэтому центрирование по боковым поверхностям b применяют для передачи значительных и переменных по значению или направлению вращающих моментов, при жестких требованиях к мертвому ходу и при отсутствии высоких требований к точности центрирования: например, шлицевое соединение карданного вала автомобиля.

Соединения с эвольвентным профилем (рис. 24). Применяют в неподвижных и подвижных соединениях. Боковая поверхность выступа очерчена по эвольвенте (как профиль зубьев зубчатых колес). Эвольвентный профиль отличается от прямобочного повышенной прочностью в связи с утолщением выступа к основанию и плавным переходом в основании. Соединения обеспечивают высокую точность центрирования; они стандартизованы – за номинальный диаметр соединения принят наружный диаметр D.

 

Рисунок 24 – Шлицевое соединение с эвольвентным профилем

По сравнению с прямобочным, соединение с эвольвентным профилем характеризует большая нагрузочная способность вследствие большей площади контакта, большего количества зубьев и их повышенной прочности. Применяют для передачи больших вращающих моментов. Считают перспективными.

Применяют центрирование по боковым поверхностям S зубьев (рис. 24,б), реже – по наружному диаметру D (рис. 24,а).

Соединения с треугольным профилем (рис. 25) изготовляют по отраслевым нормалям. Применяют в неподвижных соединениях. Имеют большое число мелких выступов–зубьев (z=20...70; т=0,2...1,5мм). Угол b профиля зуба ступицы составляет 30, 36 или 45°. Применяют центрирование только по боковым поверхностям, точность центрирования невысокая.

Применяют для передачи небольших вращающих моментов тонкостенными ступицами, пустотелыми валами, а также в соединениях торсионных валов, стальных валов со ступицами из легких сплавов, в приводах управления (например, привод стеклоочистителя автомобиля).

 

Рисунок 25 – Шлицевое соединение с треугольным профилем

Соединения с треугольным профилем применяют также при необходимости малых относительных регулировочных поворотов деталей. Шлицевые валы и ступицы изготовляют из среднеуглеродистых и легированных сталей с временным сопротивлением σв>500МПа.

 

Рекомендуемая литература

1. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа,1986.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 2001.

3. Иванов М.Н.  Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991.

4. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.: Машиностроение, 2004.

5. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.

 

Раздел 3 Передачи

Тема 10 Механические передачи. (1 часа)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Функции механических передач

3. Понятие о передаточном числе

4. Регулирование частоты вращения ведомого вала

2. Сведения о контактных напряжениях

3. Характер и причины отказов под действием контактных напряжений

 

В общем случае в машине можно выделить три составные части (рис. 26): двигатель, передачу и исполнительный элемент.

 

Рисунок 26 – Составные части машины

Механическая энергия, приводящая в движение машину, представляет собой энергию вращательного движения вала двигателя. Передачу механической энергии от двигателя к исполнительному элементу машины осуществляют с помощью различных передаточных механизмов (в дальнейшем – передач): зубчатых, червячных, ременных, цепных, фрикционных.

Для достижения необходимых по условиям работы силовых и кинематических параметров на исполнительном элементе и применяют передачи.

В зависимости от принципа действия механические передачи разделяют на:

– передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные);

– передачи трением (фрикционные, ременные).

Передавая механическую энергию, передачи одновременно могут выполнять одну или несколько из следующих функций.

1. Понижение (или повышение) частоты вращения от вала двигателя к валу исполнительного элемента (рис. 27). Основные параметры на ведущем и ведомом валах: мощность Р1, Р2 (кВт), вращающий момент Т1, Т2 (Н·м), частота вращения n1, п2 (мин–1).

Вращающий момент Т (Н·м) на любом валу можно вычислить по мощности Р (кВт) и частоте вращения п (мин–1):

,                                                (36)

 

Рисунок 27 – Параметры на ведущем и ведомом валах

Как видно, понижение частоты вращения приводит к повышению вращающего момента, а повышение частоты вращения — к понижению момента.

Важной характеристикой передачи является передаточное число и, определяемое как отношение частот вращения n1 ведущего и п2 ведомого валов или (без учета скольжения в контакте) как отношение диаметров d2 ведомого и d1 ведущего элементов передачи:

,                                            (37)

При этом и ³ 1, следовательно, частота вращения ведомого вала меньше частоты вращения ведущего вала в передаточное число раз:

,                                                      (38)

Понижение частоты вращения называют редуцированием, а закрытые передачи, понижающие частоты вращения, — редукторами. Устройства, повышающие частоты вращения, называют ускорителями или мультипликаторами. В дальнейшем будем рассматривать только понижающие передачи, как имеющие преимущественное применение.

Соотношение мощностей и моментов. Мощность Р2 на ведомом валу меньше, чем мощность Р1 на ведущем вследствие потерь в передаче, оцениваемых КПД h:

,                                                      (39)

Вращающий момент на ведомом  валу возрастает практически в передаточное число раз (в соответствии с уменьшением частоты его вращения):

,                                                  (40)

2. Изменение направления потока мощности. Примером может служить зубчатая передача заднего моста автомобиля. Ось вращения вала двигателя большинства автомобилей составляет с осью вращения колес угол 90°. Для передачи механической энергии между валами с пересекающимися осями применяют коническую передачу (рис. 28).

 

Рисунок 28 – Коническая передача

3. Регулирование частоты вращения ведомого вала. С изменением частоты вращения изменяется и вращающий момент: меньшей частоте соответствует больший момент. Для регулирования частоты вращения ведомого вала применяют коробки передач и вариаторы.

Коробки передач обеспечивают ступенчатое изменение частоты вращения ведомого вала в зависимости от числа ступеней и включенной ступени. Для двухступенчатой коробки передач, схема которой представлена на рис. 29, имеем:

 

,                                           (41)

 

 

Рисунок 29 – Коробка скоростей

Вариаторы обеспечивают бесступенчатое в некотором диапазоне изменение частоты вращения ведомого вала.

В лобовом вариаторе (рис. 30) изменение частоты вращения ведомого вала достигают передвижением малого катка вдоль вала, т.е. изменением расстояния Ri до оси ведомого вала. Передаточное число иi находится в диапазоне от иmin до иmax:

,                                                 (42)

Откуда диапазон регулирования:

,                                                              (43)

Для лобового  вариатора D»2,5.

4. Преобразование одного вида движения в другой (вращательного в поступательное, равномерного в прерывистое и т.д.).

5. Реверсирование движения (прямой и обратный ход).

6. Распределение энергии двигателя между несколькими исполнительными элементами машины.

 

Рисунок 30 – Лобовой вариатор

Контактные напряжения возникают при взаимодействии тел, размеры площадки контакта которых малы по сравнению с размерами самих соприкасающихся тел: например, контакт двух стальных круговых цилиндров по общей образующей, рис. 31 (аналог зубчатого зацепления, фрикционной передачи, роликовых подшипников), контакт шаpa и тора (шариковые подшипники качения). Контакт при перекатывании в передачах и опорах  качения происходит по малым площадкам (начальный контакт по линии или в точке), вследствие чего в поверхностном слое возникают высокие напряжения. Материал в районе этой площадки испытывает объемное напряженное состояние. Впервые исследованием контактных напряжений занимался физик Герц (Hertz). В его честь контактные напряжения обозначают с индексом Н: σH.

 

Рисунок 31 – Возникновение контактных напряжений

Контакт ненагруженных прижимающей силой цилиндров с параллельными осями происходит по линии (по образующей). Под действием прижимающей силы Fn, вследствие упругих деформаций цилиндров первоначальный контакт по линии переходит в контакт по прямоугольной площадке (очень узкой полоске) шириной 2а. Особенностью действия нормальных контактных напряжений является то, что они не распространяются глубоко в тело деталей, сосредотачиваясь в тонком поверхностном слое.

Кроме нормального напряжения σH в зоне контакта возникают также касательные напряжения t. Наибольшее касательное напряжение tmax=0,3σHmax имеет место в точке, расположенной на линии действия прижимающей силы Fn и отстоящей от поверхности соприкосновения на 0,78а.

Максимальное значение σHmax используют в качестве основного критерия контактной прочности:

,                                                    (44)

где    [ σ]H допускаемое контактное напряжение, полученное из эксперимента или опыта эксплуатации при аналогичных условиях в зоне контакта.

Для вычисления максимального контактного напряжения на площадке контакта используют формулу Герца, полученную из решения контактной задачи теории упругости (индекс "max" при этом опускают):

,                 (45)

Характер и причины отказов под действием контактных напряжений

1 Смятие контактирующих поверхностей. Происходит при ударном, а также при вибрационном приложении нагрузки или при действии значительных по величине нагрузок, когда помимо упругих имеют место пластические деформации.

2 Усталостное выкрашивание. Каждая точка на поверхности при вращении цилиндров  испытывает циклическое действие контактных напряжений [σ]H (т. А, рис. 32,а и б), а сама поверхность — циклическое деформирование. Усталостная трещина 2, возникающая в результате повторных микропластических сдвигов, обычно зарождается у поверхности 1 цилиндра (рис. 33,а), в месте концентрации напряжений из–за микронеровностей или неметаллических включений, всегда присутствующих в стали.

 

Рисунок 32 – Циклическое действие контактных напряжений [σ]H

В пределах деформированного слоя трещина развивается наклонно к поверхности, а затем – по границе деформированного слоя. Развитие усталостных трещин в более глубокие слои связывают с "расклинивающим" действием смазочного материала.

 

Рисунок 33 – Зарождение трещин в месте концентраций напряжений

Смазочный материал 3 перед площадкой контакта попадает в раскрытую силами трения трещину 2 (рис. 33,б). В пределах площадки контакта под нагрузкой трещина закрывается, создается повышенное давление смазочного материала (рис. 33,в), что способствует развитию трещины вплоть до отрыва частицы металла 4 с поверхности (рис. 33,г), образованию вначале мелких выемок, а затем в результате скалывания их краев и крупных раковин. Выкрашивание нарушает условия образования сплошной масляной пленки (масло выжимает в выемки), что приводит к изнашиванию и задиру поверхностей.

При малой толщине упрочненного слоя, а также при значительных контактных напряжениях трещины могут зарождаться в глубине — под упрочненным слоем или на границе упрочненного слоя. Нарушение равновесия внутрикристаллических связей приводит к отслаиванию упрочненного слоя.

3 Изнашивание. Силы трения в контакте вызывают на поверхности ведущего цилиндра перед площадкой контакта деформации сжатия в окружном направлении, а после – деформации растяжения. На ведомом цилиндре – наоборот: перед площадкой контакта – деформации растяжения), после – деформации сжатия. Для наглядности деформации условно показаны на рис. 34 в виде изменения расстояния в окружном направлении между радиальными отрезками. При прохождении площадки контакта наблюдают относительное перемещение точек ведущего и ведомого цилиндров, т.е. относительное скольжение, которое и является причиной изнашивания.

 

Рисунок 34 – Деформации растяжения и сжатия в контактирующих телах

4 Заедание. При отсутствии смазочного материала или в случае прорыва под большой нагрузкой смазывающего слоя относительное скольжение приводит к местному значительному повышению температуры и молекулярному сцеплению (микросварке) с последующим разрывом и переносом вырванной части материала на сопряженную поверхность.

 

Тема 11 Зубчатые передачи. (2 час)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Характер и причины отказов зубчатых передач

3. Цилиндрические зубчатые передачи

3.1.   Силы в зацеплении

3.2.   Особенности геометрии и условий работы косозубых зубчатых передач

3.3.   Понятия об эквивалентном колесе

4. Конические зубчатые передачи

    4.1.   Осевая форма зуба

    4.2.   Основные геометрические соотношения

    4.3.   Эквивалентное колесо

    4.4.   Силы в зацеплении

 

В зубчатой передаче движение передают с помощью зацепления пары зубчатых колес. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее — колесом. Термин "зубчатое колесо" относят как к шестерне, так и к колесу.

Достоинства зубчатых передач:

1.Относительно малые размеры и масса зубчатых колес при высокой нагрузочной способности и надежности.

2.Высокий КПД (97 – 98 %).

3.Возможность использования зубчатых передач в большом диапазоне нагрузок (окружные силы от близких к нулю в приборных механизмах до ~ 1000 кН в приводах прокатных станов).

4.Возможность применения в широком диапазоне скоростей (окружные скорости от близких к нулю в системах перемещения телескопов до 250 м/с в приводе несущего винта вертолета).

5.Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники.

6.Постоянство среднего значения передаточного числа.

7.Простота обслуживания.

Недостатки:

  1. 1.    Необходимость высокой точности изготовления и монтажа.
  2. 2.      Шум при работе передачи. Шум обусловлен переменным значением мгновенного передаточного числа в пределах одного оборота.

Зубья колес получают нарезанием или накатыванием

Зубчатые передачи применяют в широком диапазоне областей и условий работы: часы и приборы, коробки передач автомобилей, тракторов, других транспортных и дорожно-строительных машин, механизмы подъема и поворота кранов, коробки скоростей станков, приводы прокатных станов, конвейеров и многое другое.

Зубчатые передачи подразделяют по геометрическим параметрам на цилиндрические с внешним или внутренним зацеплением и конические.

Цилиндрические передачи с внешним зацеплением (рис. 35). Шестерня в понижающей передаче является ведущим элементом и всем ее параметрам присваивают индекс 1. Например, частота вращения n1, мин–1, число зубьев z1. Параметры ведомого элемента пары — колеса имеют индекс 2: n2, z2.

Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с любой круговой цилиндрической поверхностью, соосной с начальной, называют линиями зубьев. Если линии зубьев параллельны оси зубчатого колеса, то его называют прямозубым (рис. 35,а). Если эти линии винтовые постоянного шага, то зубчатое колесо называют косозубым (рис. 35,б). С увеличением угла β наклона зуба повышается нагрузочная способность передачи, но возрастает осевая сила, действующая на валы и опоры. Обычно β = 8...18°.

 

Рисунок 35 – Цилиндрические передачи с внешним зацеплением

Разновидность косозубых зубчатых колес — шевронные колеса: без канавки (рис. 35,в) и с канавкой для выхода инструмента (рис. 35,г). Вследствие противоположного направления зубьев на полушевронах осевые силы взаимно уравновешены на колесе и не нагружают опоры. Обычно β = 25...40°.

Точку W касания начальных окружностей dw1 шестерни и dw2 колеса называют полюсом зацепления.

Для простоты изложения будем рассматривать передачи без смещения, для зубчатых колес которых диаметры dw начальные и d делительные совпадают: d1 = dw1, d2 = dw2. Однако в обозначении межосевого расстояния для общности изложения индекс w сохраним: aw.

Расстояние между одноименными точками профилей соседних зубьев, измеренное в сечении, нормальном линиям зубьев, называют нормальным шагом р. Отношение р/π  называют модулем:

,                                                                      (46)

Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Модуль измеряют в мм и назначают из стандартного ряда: ... 2; 2,5; 3; 4 ....

Запишем основные параметры зубчатой передачи через параметры зубчатых колес:

– передаточное число с учетом того, что d = mz:

,                                          (47)

– межосевое расстояние:

,                                           (48)

Значения aw принимают из ряда предпочтительных чисел Ra40.

Обычно ширина b2 зубчатого колеса меньше ширины шестерни. В расчетах используют отношение ψba, которое называют коэффициентом ширины:

,                                                    (49)

Значения ψba стандартизованы: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8. Для коробок передач с целью уменьшения размеров в направлении осей валов применяют узкие колеса ψba = 0,1 – 0,2; для редукторов – широкие колеса: ψba = 0,315 – 0,63.

 

Рисунок 36 – Цилиндрическая передача с внутренним зацеплением

Цилиндрические передачи с внутренним зацеплением (рис. 36). В этом случае межосевое расстояние:

,                                            (50)

Силы в цилиндрическом зубчатом зацеплении. Силы взаимодействия зубьев принято определять в полюсе зацепления. Распределенную по контактной площадке нагрузку q в зацеплении заменяют равнодействующей Fn, нормальной к поверхности зуба.

 

Рисунок 37 – Силы, действующие в зацеплении

Для расчета валов и опор силу Fn удобно представить в виде составляющих (рис. 37): Ft, Fa, Fr.

Окружная сила:

,                                             (51)

Осевая сила:

,                                                   (52)

На ведомом колесе направление окружной силы Ft совпадает с направлением вращения, на ведущем – противоположно ему.

Осевая сила параллельна оси колеса. Направление вектора Fa зависит от направления вращения колеса и направления линии зуба.

Радиальная сила (см. сечение А–А):

,                                        (53)

где    Т – вращающий момент на зубчатом колесе, Н?м;

d делительный диаметр колеса, мм;

β – угол наклона зуба;

aw = 20 ° – угол зацепления.

Векторы радиальных сил у колес с внешним зацеплением направлены к оси, а у колес с внутренним зацеплением – от оси зубчатого колеса.

Особенности геометрии и условий работы косозубых зубчатых передач. Зубья косозубых цилиндрических колес нарезают тем же инструментом, что и прямозубых. Ось червячной фрезы составляет с торцовой плоскостью колеса угол β (рис. 38). При нарезании фрезу перемещают по направлению зубьев колеса. Поэтому в нормальной к направлению зуба плоскости все его размеры – стандартные.

 

Рисунок 38 – Особенности косозубых колес

У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы β наклона линий зубьев равны, но противоположны по направлению. Если не предъявляют специальных требований, то колеса нарезают с правым направлением зуба, а шестерни — с левым.

У косозубого колеса (рис. 38) расстояние между зубьями можно измерить в торцовом, или окружном, (t t) и нормальном (п – п) направлениях. В первом случае получают окружной шаг р , во втором – нормальный шаг р. Различны в этих направлениях и модули зацепления:

,                                                     (54)

где    т  и т – окружной и нормальный модули зубьев.

Согласно рис. 38:

,                                                  (55)

Следовательно:

,                                                (56)

где β – угол наклона зуба на делительном цилиндре.

Нормальный модуль должен соответствовать стандарту.

В торцовой плоскости tt косозубое колесо можно рассматривать как прямозубое с модулем т, и углом зацепления :

,                                             (57)

Для колеса без смещения делительный d и начальный dw диаметры

,                                      (58)

Помимо торцового перекрытия в косозубых передачах обеспечено и осевое перекрытие. Коэффициент осевого перекрытия:

,                                                     (59)

где    рхосевой шаг, равный расстоянию между одноименными точками двух смежных зубьев, измеренному в направлении оси зубчатого колеса (рис. 38).

Контактные напряжения при прочих равных условиях в косозубом зацеплении меньше по значению, чем в прямозубом.

Понятие об эквивалентном колесе. Как отмечалось, профиль косого зуба в нормальном сечении п – п (рис. 38) совпадает с профилем прямозубого колеса. Расчет косозубых колес ведут, используя параметры эквивалентного прямозубого колеса: т  – модуль; zvчисло зубьев.

Профиль зуба в этом сечении совпадает с профилем условного прямозубого колеса, называемого эквивалентным, (рис. 39) делительный диаметр dv которого dv = mnzv.

 

Рисунок 39 – Поперечное сечение косозубого колеса

Эквивалентное число зубьев:

,                                                 (60)

где    z – действительное число зубьев косозубого колеса.

С увеличением угла β наклона линии зуба эквивалентные параметры возрастают, способствуя повышению прочности передачи.

Конические зубчатые передачи передают механическую энергию между валами с пересекающимися осями. Обычно Σ = 90° (рис. 40,а). Зацепление конических зубчатых колес можно рассматривать как качение делительных круговых конусов шестерни и колеса. Основные характеристики: углы делительных конусов δ1 и δ 2, внешнее конусное расстояние Re.

Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с делительной конической поверхностью называют линиями зубьев. В зависимости от формы линии зуба различают передачи с прямыми зубьями (рис. 40,б), у которых линии зубьев проходят через вершину делительного конуса, и с круговыми зубьями (рис. 40,в), линии зубьев которых являются дугами окружности d0.

Конические колеса с круговыми зубьями характеризуют наклоном линии зуба в среднем сечении по ширине зубчатого венца. Угол βn наклона — острый угол между касательной в данной точке к линии зуба и образующей делительного конуса (рис. 40,в).

Разновидностью конических передач являются гипоидные передачи, у которых оси вращения зубчатых колес не пересекаются, а перекрещиваются.

 

Рисунок 40 –Конические зубчатые передачи

Геометрия конических зубчатых передач представлена на рис.41.

 

Рисунок 41 – Геометрия конических зубчатых колес

Конические зубчатые передачи необходимо регулировать, добиваясь совпадения вершин делительных конусов колес.

Угол Σ между осями зубчатых колес равен сумме углов делительных конусов (рис. 18.1):

,                                                  (61)

Достоинство конических передач – возможность передачи механической энергии между валами с пересекающимися осями.

Недостатками являются необходимость регулирования передачи (вершины делительных конусов должны совпадать), а также меньшая нагрузочная способность и большая сложность изготовления по сравнению с цилиндрическими передачами.

Внешние и внутренние торцы на конических зубчатых колесах формируют внешними и внутренними дополнительными конусами, образующие которых перпендикулярны образующей делительного конуса. Средний дополнительный конус расположен на равном расстоянии от внешнего и внутреннего дополнительных конусов.

Ширина b венца зубчатого колеса ограничена двумя дополнительными конусами – внешним и внутренним.

Длину отрезка образующей делительного конуса от его вершины до внешнего торца называют внешним конусным расстоянием Re, до середины ширины зубчатого венца – средним конусным расстоянием Rm (рис. 41).

Пересечения делительных конусов с дополнительными конусами определяют диаметры делительных окружностей конического зубчатого колеса. Различают внешний de, внутренний d , средний dm делительные диаметры.

Передаточное число. Согласно рис. 41 передаточное число:

,                         (62)

где    de1, de2, dm1, dm2 и , – соответственно внешние, средние делительные диаметры и углы делительных конусов шестерни и колеса.

Для конической прямозубой передачи рекомендуют и=2...3; при колесах с круговыми зубьями и до 6,3.

Осевая форма зуба. Зубья конических колес в зависимости от изменения размеров их нормальных сечений по длине выполняют трех осевых форм (рис. 42):

,                                          (63)

 

 

Рисунок 42 – Осевые формы зуба

,                                                       (64)

Основные геометрические соотношения. В конических зубчатых колесах с осевыми формами I и II высота зуба, а следовательно, и модуль зацепления увеличиваются от внутреннего к внешнему дополнительному конусу (рис. 41, 42). Для удобства измерения размеры конических колес принято определять по внешнему торцу зуба.

Максимальный модуль зубьев – внешний окружной модуль тte получают на внешнем торце колеса.

Ниже приведены основные геометрические соотношения для конических зубчатых передач (рис. 41).

Внешнее конусное расстояние:

,                      (65)

Внешние делительные диаметры шестерни и колеса:

,                                                   (66)

Ширина зубчатого венца:

,                                                     (67)

Для большинства конических передач коэффициент ширины зубчатого венца .

Тогда:

,                       (68)

Среднее конусное расстояние:

,                       (69)

Из условия подобия (рис. 18.1) следует:

,                                             (70)

Тогда средний делительный диаметр шестерни:

,                                       (71)

Модуль окружной в среднем сечении:

,                                               (72)

Модуль нормальный в среднем сечении для кругового зуба ( =35°):

,                                       (73)

Углы делительных конусов:

,                                           (74)

 

Рисунок 43 – Эквивалентное колесо

Для конических зубчатых колес с прямыми зубьями в качестве расчетного принимают внешний окружной модуль mte, для конических зубчатых колес с круговыми зубьями – средний нормальный модуль тп в середине зубчатого венца.

Эквивалентное колесо. Для прямозубой передачи профили зубьев конического колеса на среднем дополнительном конусе (рис. 43) близки к профилям зубьев цилиндрического прямозубого колеса с делительным диаметром dv.

Дополнив развертку среднего дополнительного конуса на плоскость (рис. 44) до полной окружности, получим эквивалентное цилиндрическое колесо с числом зубьев и делительным диаметром:

,                                                     (75)

 

Рисунок 44 – Развертка среднего дополнительного конуса на плоскость

Эквивалентного числа зубьев:

,                                               (76)

т.е. фактическое коническое прямозубое колесо с числом зубьев z в прочностных расчетах можно заменить цилиндрическим с числом зубьев zv.

Для передачи с круговыми зубьями профили зубьев конического колеса в нормальном сечении близки к профилям зубьев эквивалентного цилиндрического прямозубого колеса. Эквивалентное число зубьев zvn получают двойным приведением: конического колеса к цилиндрическому и кругового зуба к прямому зубу:

,                                     (77)

Силы в коническом зубчатом зацеплении. В конической передаче местом приложения силы F  действующей перпендикулярно поверхности зуба, считают сечение на середине ширины зубчатого венца. Для расчета валов и опор силу Fn удобно представить в виде составляющих: Ft, Fr и Fa.

Окружная сила F  (H) на шестерне:

,                                          (78)

где    Т  – вращающий момент, Н?м;

dm  – средний делительный диаметр, мм.

В прямозубой передаче (рис. 45) для определения составляющих запишем промежуточное выражение (αw = 20° – угол зацепления)

,                                                    (79)

Радиальная сила на шестерне:

,                                  (80)

Осевая сила на шестерне:

,                                   (81)

 

Рисунок 45 – Силы, действующие в зацеплении

Силы на колесе соответственно равны (рис. 46):

,                                               (82)

 

Рисунок 46 – Осевые и радиальные силы

В передаче с круговым зубом во избежание заклинивания зубьев при значительных зазорах в подшипниках необходимо обеспечить направление осевой силы Fa1 на ведущей шестерне к основанию делительного конуса. Для  этого направление вращения ведущей шестерни (если смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона зубьев должны совпадать. По рис. 47 шестерня вращается против хода часовой стрелки, т.е. влево, и зуб шестерни левый.

 

Рисунок 47 – Направление зуба шестерни

В передаче с круговым зубом при соблюдении этого условия:

радиальная сила на шестерне:

,                (83)

осевая сила на шестерне:

,                (84)

Такие же знаки в формулах будут при вращении по ходу часовой стрелки ведущей шестерни с правым зубом.

Силы на колесе соответственно равны: Fr2 = Fal; Fa2 = Frl.

 

Тема 12 Червячные передачи. (1 час)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Геометрия и кинематика червячной передачи

3. Виды червячных передач

4. КПД червячной передачи

5. Силы в зацеплении

 

Червячные передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых перекрещиваются в пространстве. В большинстве случаев угол перекрещивания равен 90° (рис. 48). Ведущим является червяк 1, представляющий собой зубчатое колесо с малым числом (zl=1...4) зубьев (витков), похожее на винт с трапецеидальной или близкой к ней по форме резьбой. Для увеличения длины контактных линий в зацеплении с червяком зубья червячного колеса 2 в осевом сечении имеют форму дуги.

Червячная передача это зубчато-винтовая передача, движение в которой преобразуется по принципу винтовой пары с присущим ей повышенным скольжением.

В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи бывают с цилиндрическим (а) или с глобоидным (б) червяком (рис. 48).

Качественные показатели глобоидной передачи выше, но она сложна в изготовлении, сборке и чувствительна к осевому смещению червяка, вызываемому, например, изнашиванием подшипников. На практике чаще всего применяют передачи с цилиндрическими червяками.

 

Рисунок 48 – Червячные передачи с цилиндрическим и глобоидным червяком

Достоинства червячных передач.

1.  Возможность получения большого передаточного числа и в одной ступени (до 80).

2.  Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции.

3.  Плавность и бесшумность работы.

4.  Возможность получения самотормозящей передачи, т.е. допускающей движение только от червяка к колесу. Самоторможение червячной передачи позволяет выполнить механизм без тормозного устройства, препятствующего вращению колес (например, под действием силы тяжести поднимаемого груза).

5.  Возможность получения точных и малых перемещений.

Недостатки.

1.  Сравнительно низкий КПД вследствие повышенного скольжения витков червяка по зубьям колеса и значительное в связи с этим выделение теплоты в зоне зацепления.

2.  Необходимость применения для венцов червячных колес дорогих антифрикционных материалов.

3.  Повышенное изнашивание и склонность к заеданию.

4.  Необходимость регулирования зацепления (средняя плоскость венца червячного колеса должна совпадать с осью червяка).

Применение. Червячные передачи широко применяют в транспортных и подъемно–транспортных машинах при небольших и средних мощностях (механизм подъема лифта, лебедки, тали, трансмиссии транспортных машин и др.), а также с целью получения малых и точных перемещений (делительные устройства станков, механизмы настройки, регулировки и др.).

Вследствие отмеченных недостатков нерационально применять червячные передачи в условиях непрерывного действия при мощностях более 30кВт. При работе в повторно–кратковременных режимах они могут оказаться эффективными и при больших мощностях.

Геометрия червячной передачи.

Виды червячных передач. Качество и работоспособность червячной передачи зависят от формы, твердости, шероховатости и точности изготовления винтовой поверхности витка червяка.

Различают линейчатые и нелинейчатые червяки в зависимости от того, могут или не могут винтовые поверхности витков червяка быть образованы прямой линией. Нарезание линейчатых винтовых поверхностей осуществляют на универсальных токарно-винторезных станках, когда прямолинейная кромка резца воспроизводит эвольвентную, конволютную или архимедову поверхность. Нелинейчатую винтовую поверхность получают дисковыми фрезами конусной или тороидальной формы.

В соответствии с этим червячные передачи бывают с эвольвентными, архимедовыми, конволютными и нелинейчатыми червяками. Получение того или иного вида винтовой поверхности у витков червяка зависит от способа нарезания.

 

Рисунок 49 – Геометрия эвольвентного червяка

Эвольвентный червяк получают при установке прямолинейной кромки резца в плоскости, касательной к основному цилиндру с диаметром d  (рис. 49). Левую и правую стороны витка нарезают соответственно резцами 1 и 2 (см. также сечения В–В и Б–Б). В торцовом сечении (сечении, перпендикулярном оси червяка) профиль витка червяка очерчен эвольвентой, в осевом сечении (А–А) – криволинейный (выпуклый). Эвольвентный червяк представляет собой цилиндрическое косозубое колесо эвольвентного профиля с числом зубьев, равным числу витков червяка, и с большим углом наклона зубьев.

С целью получения высокой поверхностной твердости витков и повышения тем самым качественных показателей передачи применяют термическую обработку с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков. Эвольвентные червяки могут быть с высокой точностью прошлифованы плоской поверхностью шлифовального круга.

Производительные способы нарезания и простота шлифования обусловливают высокую технологичность эвольвентных червяков.

Архимедов червяк получают при расположении режущих кромок резца в плоскости, проходящей через ось червяка. Архимедовы червяки имеют в осевом сечении прямолинейный профиль с углом 2α, равным профильному углу резца (рис. 50,а). В торцовом сечении профиль витка очерчен архимедовой спиралью.

Боковые поверхности витков архимедовых червяков могут быть прошлифованы только специально профилированным по сложной кривой шлифовальным кругом. Поэтому упрочняющую термообработку и последующее шлифование не выполняют и применяют архимедовы червяки с низкой твердостью в тихоходных передачах с невысокими требованиями к нагрузочной способности и ресурсу.

 

Рисунок 50 – Архимедов червяк (а) и конволютный червяк (б)

Конволютный червяк получают при установке режущих кромок резца в плоскости, касательной к цилиндру с диаметром dx (0<dx<db) и нормальной к оси симметрии впадины. В этой плоскости червяки имеют прямолинейный профиль впадины (рис. 50,б). Конволютные червяки имеют в осевом сечении выпуклый профиль, в торцовом сечении профиль витка очерчен удлиненной эвольвентой.

Недостатком передач с конволютными червяками является сложная форма инструмента для шлифования червяков и невозможность получения точных фрез для нарезания зубьев червячных колес. Передачи с конволютными червяками так же, как и с архимедовыми, имеют ограниченное применение, в основном в условиях мелкосерийного производства.

Нелинейчатые червяки нарезают дисковыми фрезами конусной или тороидальной формы. Витки таких червяков во всех сечениях имеют криволинейный профиль: в сечении, нормальном к оси симметрии впадины, выпуклый (рис. 51,а), в осевом сечении вогнутый (рис. 51,б).

Рабочие поверхности витков нелинейчатых червяков с высокой точностью шлифуют конусным или тороидным кругом. Передачи с нелинейчатыми червяками характеризует повышенная нагрузочная способность, их считают перспективными.

 

Рисунок 51 – Нелинейчатые червяки

Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые червяки.

Геометрические размеры червяка и колеса определяют по формулам, аналогичным формулам для зубчатых колес. В червячной передаче расчетным является осевой модуль червяка т, равный торцовому модулю червячного колеса. Значения т, мм, выбирают из ряда: ...4; 5; 6,3; 8....

Основными геометрическими размерами червяка являются (рис. 49):

,                                                       (86)

где    q число модулей в делительном диаметре червяка или коэффициент диаметра червяка. С целью сокращения номенклатуры зуборезного инструмента значения q стандартизованы: 8; 10; 12,5; 16; 20;

,                                                    (87)

,                                                    (88)

где     z  число витков червяка: 1, 2 или 4 (z =3 стандартом не предусмотрено);

,                                                (89)

,                                             (90)

,                          (91)

Для червяка в передаче со смещением дополнительно вычисляют:

,                                         (92)

,                                       (93)

где    х – коэффициент смещения.

 

Рисунок 52 – Определение угла подъема винтовой линии

Геометрические размеры венца червячного колеса. Зубья на червячном колесе чаще всего нарезают червячной фрезой, которая представляет собой копию червяка, с которым будет зацепляться червячное колесо. Только фреза имеет режущие кромки и несколько больший (на двойной размер радиального зазора в зацеплении) наружный диаметр.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса определяют в среднем его сечении.

Делительный d2 и совпадающий с ним начальный dwi диаметр колеса при числе z2 зубьев (рис. 53):

,                                              (94)

 

Рисунок 53 – Геометрия червячного колеса

Межосевое расстояние червячной передачи:

,             (95)

Червячные передачи со смещением выполняют в целях обеспечения стандартного или заданного значения межосевого расстояния. Осуществляют это, как и в зубчатых передачах, смещением на (хт) фрезы относительно заготовки при нарезании зубьев колеса (рис. 53):

,                             (96)

Для стандартных редукторов aw: ...80, 100, 125, 140, 160,....

Для нарезания зубьев колес в передачах со смещением и без смещения используют один и тот же инструмент. Поэтому нарезание со смещением выполняют только у колеса.

При заданном межосевом расстоянии коэффициент смещения инструмента.

Значения коэффициента х смещения инструмента выбирают по условию неподрезания и незаострения зубьев. Предпочтительны положительные смещения, при которых одновременно повышается прочность зубьев колеса.

Рекомендуют для передач с червяком:

– эвольвентным 0 ≤ х ≤ 1 (предпочтительно х = 0,5);

– образованным тором 1,0 ≤ х ≤ 1,4 (предпочтительно x:= 1,1–1,2).

Диаметр вершин зубьев (рис. 53):

,                                               (97)

Диаметр впадин зубьев:

,                                   (98)

Наибольший диаметр червячного колеса:

,                                 (99)

где    k = 2 для передач с эвольвентным червяком; k = 4 для передач, нелинейчатую поверхность которых образуют тором.

Ширина  венца червячного колеса зависит от числа витков червяка:

 при z =1 или 2,

 при z =4,                                            (100)

Червячное колесо является косозубым с углом у w наклона зуба.

Условный угол 2δ обхвата для расчета на прочность находят по точкам пересечения окружности диаметром (dal 0,5т) с линиями торцов венца червячного колеса.

Кинематика передачи. Передаточное число и червячной передачи определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачивается на угол, охватывающий число зубьев колеса, равное числу витков червяка.

Полный оборот колесо совершает за z2 и  оборотов червяка:

,                                 (101)

где    , п2частоты вращения червяка и колеса;

d  и d2делительные диаметры червяка и колеса;

γ1 – делительный угол подъема линии витка;

 и z2 – число витков червяка и число зубьев колеса.

Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе нарезания зубьев принимают z2 ≥ 26. Оптимальным является z2 =32...63. Для червячных передач стандартных редукторов пе­редаточные числа выбирают из ряда: ...31,5; 40; 50; 63; 80

Точность червячных передач. Для червячных передач установлены 12 степеней точности, для каждой из которых предусмотрены нормы кинематической точности, нормы плавности и нормы контакта зубьев и витков. В силовых передачах наибольшее применение имеют 7–я (vCK ≤ 10 м/с), 8–я (vCK ≤ 5 м/с) и 9–я (vCK ≤ 2 м/с) степени точности.

КПД червячной передачи. Роль смазывания в червячной передаче еще важнее, чем в зубчатой, так как в зацеплении происходит скольжение витков червяка вдоль контактных линий зубьев червячного колеса.

КПД червячного зацепления определяют по формуле:

,                                      (102)

где    γw – угол подъема винтовой линии;

φ' – приведенный угол трения;

f'= tgφ' – приведенный коэффициент трения (коэффициент трения, найденный с учетом угла а профиля витка).

Значения угла φ' трения в зависимости от скорости скольжения получают экспериментально для червячных передач на опорах с подшипниками качения, т.е. в этих значениях учтены потери мощности в подшипниках качения, в зубчатом зацеплении и на размешивание и разбрызгивание масла. Величина φ' снижается при увеличении vCK, так как при больших скоростях скольжения в зоне контакта создаются благоприятные условия для образования масляного слоя, разделяющего витки червяка и зубья колеса и уменьшающего потери в зацеплении.

Численное значение  увеличивается с ростом угла γw подъема на начальном цилиндре до γw 40° (рис. 57).

Обычно в червячных передачах γw ≤ 27°. Большие углы подъема выполнимы в передачах с четырех–заходным червяком и с малыми передаточными числами.

 

Рисунок 57 – График зависимости КПД от угла γw

Червячные передачи имеют сравнительно низкий КПД, что ограничивает область их применения ( = 0,75...0,92).

Силы в зацеплении. Силу взаимодействия червяка и колеса принимают сосредоточенной и приложенной в полюсе зацепления по нормали к рабочей поверхности витка. Ее задают тремя взаимно перпендикулярными составляющими: Ft Fa, Fr. Для наглядности изображения сил червяк и червячное колесо на рис. 58, а условно выведены из зацепления.

Окружная сила Ft2 на червячном колесе:

,                                          (103)

где    Т2 – вращающий момент на червячном колесе, Н?м;

d2 – делительный диаметр колеса, мм.

Осевая сила Fal на червяке численно равна Ft2 :

,                                                         (104)

Окружная сила Ft1 на червяке:

,                        (105)

где     – вращающий момент на червяке, Н?м;

          – КПД, dw1в мм.

Осевая сила Fa2 на червячном колесе численно равна Ft1 :

,                                                         (106)

Радиальная сила Fr1 на червяке (радиальная сила Fr2 на колесе численно равна Fr1), рис. 58,б:

,                                          (107)

Направление силы Ft2 всегда совпадает с направлением вращения колеса, а сила Ftl направлена в сторону, противоположную вращению червяка.

 

Рисунок 58 – Силы, действующие в червячном зацеплении

 

Тема 13 Ременные передачи. (1 час)

План лекции:

1. Общие сведения

2. Силы в передаче

3. Напряжение в ремне. Скольжение ремня

4. Передачи клиновым и поликлиновым ремнем

5. Передачи зубчатым ремнем

 

Ременная передача – передача трением с гибкой связью. Она состоит из ведущего диаметром d1, ведомого диаметром d2 шкивов и ремня 1, надетого на шкивы с предварительным натяжением (рис. 59). Нагрузку передают силы трения между шкивами и ремнем.

После зубчатой передачи ременная – наиболее распространенная из механических передач.

 

Рисунок 59 – Ременная передача

В зависимости от формы поперечного сечения ремня бывают передачи: плоским ремнем (рис. 60,а), клиновым ремнем (рис. 60,б), поликлиновым ремнем (рис. 60,в), круглым ремнем (рис. 60,г). Наибольшее применение в машиностроении имеют клиновые и поликлиновые ремни.

 

Рисунок 60 – Формы поперечного сечения ремня

Ремни изготовляют из прорезиненных тканей или синтетических материалов.

Передача плоским ремнем обладает повышенными работоспособностью и долговечностью (в связи с меньшими напряжениями изгиба в плоских ремнях). Ее рекомендуют применять при больших межосевых расстояниях (до 15м) или высоких скоростях ремня (до 100м/с).

За счет клинового эффекта в передачах клиновым и поликлиновым ремнями можно реализовать большие силы трения и уменьшить габариты передачи.

Ремни круглого сечения предназначены для пространственных передач малой мощности (оборудование полиграфической и текстильной промышленности, настольные станки, приборы, бытовые машины). Скорость ремня до 30м/с.

Разновидностью ременной передачи является передача зубчатым ремнем, передающая нагрузку путем зацепления ремня со шкивами.

Достоинства ременных передач.

1. Простота конструкции, эксплуатации и малая стоимость.

2. Возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15м).

3. Возможность работы с высокими частотами вращения.

4. Плавность и бесшумность работы вследствие эластичности ремня.

5. Смягчение вибраций и толчков вследствие упругости ремня.

6. Предохранение механизмов от перегрузок вследствие возможного проскальзывания ремня (к передачам зубчатым ремнем это свойство не относится).

Недостатки ременных передач.

1. Большие радиальные размеры, в особенности при передаче значительных мощностей.

2. Малая долговечность ремня в быстроходных передачах.

3. Большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, необходимость устройств для натяжения ремня.

4. Непостоянное передаточное число вследствие неизбежного упругого скольжения ремня.

5. Чувствительность нагрузочной способности к наличию паров влаги и нефтепродуктов.

Применение. Ременные передачи применяют в приводах для передачи движения от электродвигателя или ДВС, когда по конструктивным соображениям межосевое расстояние должно быть достаточно большим, а передаточное число и может быть не строго постоянным (приводы металлорежущих станков, конвейеров, транспортных, дорожных, строительных и сельскохозяйственных машин и др.). Передачи зубчатым ремнем можно применять и в приводах, требующих постоянного значения и (приборные и робототехнические устройства).

Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50кВт, хотя может достигать 2000кВт и больше. Скорость ремня v = 5...50м/с, а в высокоскоростных передачах – до 100м/с и выше.

Межосевое расстояние а ременной передачи (рис. 59) определяет в основном конструкция привода машины. Если с целью поддержания постоянного натяжения ремня предусматривают перемещение одного из шкивов, то а – переменно, если на ведомую ветвь (ВМ) устанавливают натяжной ролик 2, то а постоянно (рис. 59,б).

Длина ремня:

,                                          (108)

где:

,                                                 (109)

,                                             (110)

Угол обхвата ремнем малого шкива:

,                                     (111)

Для передачи плоским ремнем рекомендуют , клиновым или поликлиновым

Силы в передаче. Для создания трения между ремнем и шкивом ремню после установки на шкив создают предварительное натяжение силой Fo. Чем больше Fo, тем выше тяговая способность передачи. В состоянии покоя или холостого хода передачи (вращение без передачи полезной нагрузки) каждая ветвь ремня натянута одинаково с силой Fo (рис. 61,а).

 

Рисунок 61 – Силы в ременной передачи

При приложении рабочего вращающего момента Т1 происходит перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь (ВЩ) дополнительно натягивается до силы F1, а натяжение ведомой ветви (ВМ) уменьшается до F2, (рис. 61,б). Окружная сила определяется:

,                                          (112)

При обегании ремнем шкивов на него действует центробежная сила, Н:

 

,                                      (113)

где    А – площадь сечения ремня, мм2;

р – плотность материала, кг/м3,

v – скорость ремня, м/с.

Сила Fц отбрасывает ремень от шкива, понижая тем самым силы трения и нагрузочную способность передачи.

Таким образом, силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня: при передаче полезной нагрузки (F1 + Fц) и (F2 +Fц) соответственно; на холостом ходу (F0 +Fц).

Нагрузка на валы и подшипники. Силы натяжения ветвей ремня нагружают шкивы, валы, на которых они установлены, и опоры валов – подшипники. В покое ветви ремня нагружены силами F0 предварительного натяжения (рис. 65,а); угол между векторами – (180° – a1). Сила, действующая на валы в неработающей передаче:

,                               (114)

где    a1 – угол обхвата.

При передаче ремнем полезной нагрузки и без учета центробежной силы имеем (рис. 65,б):

,                                     (115)

 

Рисунок 65 – Определение нагрузки на валы и подшипники

Вектор FB отклонен на угол  от линии центров на малом шкиве в сторону ведущей ветви, а на большом – в сторону ведомой ветви. Обычно сила FB, действующая на валы ременной передачи, в 2...3 раза больше окружной силы Ft, что является серьезным недостатком ременных передач.

Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число. В ременной передаче разделяют два вида скольжения ремня: упругое и буксование.

Упругое скольжение. В процессе обегания ремнем ведущего шкива сила его натяжения уменьшается от F1 до F2. А так как деформация ремня пропорциональна силе натяжения, то при уменьшении силы натяжения ремень под действием силы упругости укорачивается, преодолевая сопротивление силы трения в контакте ремня со шкивом. При этом ремень отстает от шкива – возникает упругое скольжение ремня по шкиву. На ведомом шкиве также происходит скольжение, но здесь сила натяжения возрастает от F2 до F1, ремень удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение происходит не на всей дуге обхвата a, а лишь на части ее – дуге скольжения b, которая всегда расположена со стороны сбегания ремня со шкива. Длину дуги скольжения определяет условие равновесия сил трения на этой дуге и разности сил натяжения ветвей, т.е. окружной силы: .

 

Рисунок 66 – определение скольжения ремня

При нормальной работе: .

Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя , на которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной силе натяжения набегающей ветви, а сам ремень движется вместе со шкивом без скольжения.

Скорости v1 и v2 прямолинейных ветвей равны окружным скоростям шкивов, на которые они набегают. Потерю скорости v1–v2 определяет скольжение на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с направлением движения шкива (см. стрелки на дуге b1 рис. 66.

Упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в результате разности сил F1 и F2, нагружающих ведущую и ведомую ветви ремня. Упругое скольжение приводит к снижению скорости и, следовательно, к потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и изнашивание ремня, сокращая его долговечность.

Упругое скольжение ремня характеризуют коэффициентом скольжения x:

,                                             (116)

где    v1 и v2 – окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При нормальном режиме работы обычно x = 0,01...0,02.

Буксование. По мере роста окружной силы Ft, уменьшается дуга покоя, следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значительной перегрузке дуга скольжения b1 достигает значения дуги обхвата a1 и ремень скользит по всей поверхности касания с ведущим шкивом, т.е. буксует. При буксовании ремня на ведущем шкиве ведомый шкив останавливается – передача неработоспособна.

Передаточное число. Окружные скорости шкивов передачи

,                                   (117)

где    v1 и v2 – частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, мин–1;

d1 и d2 – диаметры этих шкивов, мм.

Передаточное число ременной передачи:

,              (118)

Упругое скольжение, зависящее от значения окружной силы Ft, является причиной некоторого непостоянства передаточного числа ременных передач.

Рекомендуют для передач плоским ремнем и 5, клиновым и 7, поликлиновым и 8, зубчатым и 12.

В машиностроении преимущественно применяют передачи клиновым или поликлиновым ремнем.

Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение (рис. 67). Ремни работают на шкивах с канавками соответствующего ремню профиля. Профили ремней и канавок шкивов имеют контакт только по боковым (рабочим) поверхностям ремней и боковым граням канавок шкивов. Между внутренней поверхностью ремня и дном канавки шкива должен быть зазор.

 

Экзаменационные билеты (тесты)

 


21 Укажите к какому виду передач относятся зубчатые передачи:

а) передачи трением;

b) передачи зацеплением;

с) передачи касанием;

d) передачи натяжением;

е) сложные передачи;

 

22 Укажите к какому виду передач относятся фрикционные передачи:

а) передачи натяжением;

b) передачи зацеплением;

с) передачи на расстоянии;

d) передачи трением;

е) сложные передачи;

 

23 Укажите к какому виду передач относятся цепные передачи:

а) передачи трением;

b) передачи натяжением;

с) передачи с гибкой связью;

d) передачи касанием;

е) сложные передачи;

 

24 Укажите к какому виду передач относятся ременные передачи:

а) сложные передачи;

b) передачи натяжением;

с) передачи с гибкой связью;

d) передачи касанием;

е) передачи зацеплением;

 

25 Укажите к какому виду передач относятся червячные передачи:

а) передачи трением;

b) передачи натяжением;

с) передачи с гибкой связью;

d) передачи касанием;

е) передачи зацеплением;

 

26 Укажите какие из перечисленных видов зубчатых цилиндрических колес являются наиболее прочными при равных параметрах:

а) прямозубые;

b) косозубые;

с) шевронные;

d) с криволинейными зубьями;

е) все из перечисленных видов колес одинаковы по прочности и нагрузоспособности;

 

27 Укажите какие из перечисленных видов зубчатых цилиндрических колес не рекомендуется использовать при больших скоростях:

а) прямозубые;

b) косозубые;

с) шевронные;

d) с криволинейными зубьями;

е) все из перечисленных видов колес;

 

28 Расставьте следующие виды зубчатых колес в порядке возрастания прочностных характеристик: 1) конические зубчатые колеса 2) прямозубые цилиндрические колеса, 3) косозубые цилиндрические колеса, 4) шевронные:

а) 4, 3, 2, 1;

b) 1, 2, 3, 4;

с) 2, 3, 1, 4;

d) 2, 3, 4, 1;

е) все колеса одинаковы по прочностным характеристикам;

 

29 Выберете правильное определение понятия «детали»:

а) законченная сборочная единица общего функционального назначения;

b) изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала с применением сборочных операций;

с) изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций;

d) изделие, совершающее механическое движение;

е) любой объект производства;

 

30 Система деталей, предназначенная для передачи и преобразования движения, называется:

а) механизмом;

b) машиной;

с) сборочной единицей;

d) узлом;

е) роботом;

 

31 Какой из ниже перечисленных критериев является важнейшим критерием работоспособности и надежности:

а) безотказность;

b) технологичность;

с) экономичность;

d) прочность;

е) долговечность;

 

32 Выберете верное определение понятия «работоспособности»:

а) свойство детали и машины выполнять свои функции, сохраняя заданные показатели в течение заданного времени;

b) способность детали сопротивляться разрушению и деформации;

с) способность детали и машины работать в нужном диапазоне режимов без недопустимых колебаний;

d) свойство детали и машины выполнять свои функции с заданными показателями;

е) способность детали и машины сохранять требуемые эксплуатационные показатели после установленного срока хранения и транспортирования;

 

33 Способность детали сопротивляться разрушению или необратимому изменению формы, называется:

а) износостойкостью;

b) жесткостью;

с) прочностью;

d) виброустойчивостью;

е) надежностью;

 

34 Способность детали сохранять первоначальную форму своей поверхности, сопротивляясь абразивному воздействию, называется:

а) износостойкостью;

b) жесткостью;

с) прочностью;

d) виброустойчивостью;

е) теплостойкостью;

 

35 Выберете верное определение понятия «надежности»:

а) свойство детали и машины выполнять свои функции, сохраняя заданные показатели в течение заданного времени;

b) свойство детали и машины выполнять свои функции с заданными показателями;

с) способность детали и машины сохранять заданные показатели до предельного состояния с необходимыми перерывами для ремонтов и технического обслуживания;

d) способность детали и машины сохранять требуемые эксплуатационные показатели после установленного срока хранения и транспортирования;

е) способность сохранять первоначальную форму своей поверхности, сопротивляясь износу;

 

36 Способность детали и машины сохранять свои эксплуатационные показатели в течение заданной наработки без вынужденных перерывов, называется:

а) долговечностью;

b) безотказностью;

с) надежностью;

d) работоспособностью;

е) прочностью;

 

37 Приспособленность изделия к предупреждению, обнаружению и устранению отказов и неисправностей посредством техобслуживания и ремонта, называется:

а) сохраняемостью;

b) ремонтопригодностью;

с) безотказностью;

d) долговечностью;

е) износостойкостью;

 

38 Способность сохранять заданные показатели до предельного состояния с необходимыми перерывами для ремонтов и технического обслуживания, называется:

а) ремонтопригодностью

b) сохраняемостью

с) долговечностью;

d) безотказностью;

е) работоспособностью;

 

39 Выберете верное утверждение:

а) напряжения в материале детали должны быть больше допускаемых напряжений;

b) напряжения в материале детали должны быть равны допускаемым напряжениям;

с) напряжения в материале детали должны быть меньше допускаемых напряжений;

d) верны утверждения b), с);

е) верны утверждения а), b);

 

40 Какая из перечисленных групп деталей служит в качестве опор для установки валов и осей:

а) муфты;

b) корпусные детали;

с) соединительные детали;

d) подшипники;

е) упругие элементы;

 

41 Какая из перечисленных групп деталей служит для соединения между собой валов и передачи вращающего момента:

а) опоры;

b) корпусные детали;

с) передачи;

d) муфты;

е) упругие элементы;

 

42 Для чего предназначены передачи:

а) несут на себе вращающиеся детали;

b) соединяют детали между собой;

с) для установки валов и осей;

d) для смягчения вибраций и ударов;

е) для передачи движения от источника к потребителю;

 

43 Для чего предназначены упругие элементы:

а) несут на себе вращающиеся детали;

b) соединяют детали между собой;

с) для установки валов и осей;

d) для передачи движения от источника к потребителю;

е) для смягчения вибраций и ударов;

 

44 Для чего предназначены валы и оси:

а) несут на себе вращающиеся детали;

b) соединяют детали между собой;

с) служат опорой для других деталей;

d) для передачи движения от источника к потребителю;

е) для смягчения вибраций и ударов;

 

45 Какие передачи передают движение с помощью зубчатых колес:

а) передачи зацеплением;

b) передачи трением;

с) передачи качением;

d) передачи скольжением;

е) пункты а), b), с), d);

46 Какие из перечисленных видов цилиндрических зубчатых колес рекомендуют применять при невысоких и средних скоростях, небольших динамических нагрузках:

а) прямозубые колеса;

b) косозубые колеса;

с) шевронные колеса;

d) колеса с криволинейными зубьями;

е) пункты а), b), с), d);

 

47 Какие из перечисленных видов цилиндрических зубчатых колес рекомендуют применять для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях:

а) прямозубые колеса;

b) косозубые колеса;

с) шевронные колеса;

d) колеса с криволинейными зубьями;

е) пункты а), b), с), d);

 

48 Какие из перечисленных видов цилиндрических зубчатых колес имеют уравновешенные осевые силы:

а) прямозубые колеса;

b) косозубые колеса;

с) шевронные колеса;

d) колеса с криволинейными зубьями;

е) пункты а), b), с), d);

 50 Какой тип повреждения зубьев вызван контактными напряжениями:

а) абразивный износ;

b) усталостное выкрашивание;

с) излом зубьев;

d)заедание зубьев;

е) пункты а), b), с), d);

 

51 Какой тип повреждения зубьев возникает при плохой (засоренной) смазке в открытых и закрытых передачах:

а) абразивный износ;

b) усталостное выкрашивание;

с) излом зубьев;

d)заедание зубьев;

е) пункты а), b), с), d);

 

52 В каких передачах происходит заедание зубьев:

а) в высоконагруженных и высокоскоростных передачах;

b) в малонагруженных, но высокоскоростных передачах;

с) в высоконагруженных, но низкоскоростных передачах;

d) в малонагруженных и низкоскоростных передачах;

е) пункты а), b), с), d);

 

53 Чем обусловлен излом зуба:

а) контактными напряжениями;

b) напряжениями изгиба;

с) плохой смазкой;

d) неправильной эксплуатацией механизма;

е) пункты а), b), с), d);

 

54 Что не относится к достоинствам зубчатых передач:

а) компактность;

b) бесшумность на высоких скоростях;

с) высокий КПД;

d) простота обслуживания;

е) большая долговечность и надежность в работе;

 

55 Как называются передачи, имеющие зубчатые колеса с перемещающимися осями:

а) волновыми;

b) передачами Новикова;

с) планетарными;

d) линейные;

е) плоские;

 

56 Как называются передачи, в которых одно из зубчатых колес имеет гибкий венец:

а) волновыми;

b) передачами Новикова;

с) планетарными;

d) линейные;

е) плоские;

 

57 Как называется вид зацепления, в котором выпуклые зубья шестерни зацепляются с вогнутыми зубьями колеса:

а) волновые зацепления;

b) зацепление Новикова;

с) планетарные зацепления;

d) криволинейные зацепления;

е) плоские зацепления;

 

58 Каким основным недостатком обладают зацепления Новикова:

а) шум на высоких скоростях;

b) высокие требования к точности;

с) вибрации;

d) высокое трение в зубьях;

е) высокая стоимость применяемых материалов;

 

59 Какие передачи применяют для передачи движения между валами, с параллельными осями:

а) конические зубчатые передачи;

b) червячные передачи;

с) глобоидные передачи;

d) цилиндрические зубчатые передачи;

е) пункты а), b), с), d);

 

60 Какие передачи применяют для передачи движения между валами, с пересекающимися валами:

а) конические зубчатые передачи;

b) червячные передачи;

с) глобоидные передачи;

d) цилиндрические зубчатые передачи;

е) пункты а), b), с), d);

 

61 Какие передачи применяют для передачи движения между валами, со скрещивающимися осями:

а) конические зубчатые передачи;

b) червячные передачи;

с) глобоидные передачи;

d) цилиндрические зубчатые передачи;

е) пункты а), b), с), d);

 

62 С какими типами зубьев встречаются конические зубчатые колеса: 1) с прямыми зубьями, 2) с косыми зубьями, 3) с шевронными зубьями, 4) с круговыми зубьями, 5) с винтовыми зубьями:

а) 1, 2, 3;

b) 1, 2, 4;

с) 1, 2 ,4, 5;

d) 1, 2, 5;

е) 1, 2, 3, 4, 5;

 

63 Каким отличительным свойством обладают червячные пары:

а) движение передается только от червяка к колесу;

b) движение передается только от колеса к червяку;

с) движение передается в обоих направлениях;

d) высокий КПД передачи;

е) ось червяка и червячного колеса пересекаются;

 

64 Исключите неверное утверждение, относящееся к червячным передачам:

а) большое передаточное число;

b) плавность хода;

с) бесшумность работы;

d) компактность передачи;

е) высокий КПД передачи;

 

65 С какой целью большинство червячных зубчатых колес изготавливают сборными: венец изготавливают из антифрикционных материалов, а ступицу – из конструкционной стали:

а) с целью повышения технологичности конструкции;

b) с целью повышения прочности конструкции;

с) с целью экономии дорогостоящего материала;

d) с целью повышения жесткости конструкции;

е) это выбор конструктора;

 

66 Какие типы передач передают движение за счет сил трения:

а) зубчатые передачи;

b) фрикционные передачи;

с) цепные передачи;

d) пункты а), b);

е) пункты b), с);

 81 Какое из перечисленных свойств фрикционных передач не является их достоинством:

а) потребность в прижимных устройствах;

b) простота тел качения;

с) равномерность вращения;

d) возможность плавного регулирования скорости;

е) отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи;

 

82 Какое из перечисленных свойств фрикционных передач не является их недостатком:

а) отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи;

b) потребность в прижимных устройствах;

с) большие потери на трение  и большие нагрузки на валы;

d) повреждение катков при пробуксовке;

е) неточность передаточных отношений из-за пробуксовки;

 

83 Какое из перечисленных требований не является требованием, предъявляемым к материалам фрикционных колес:

а) высокий модуль упругости;

b) повышенное содержание углерода;

с) высокий коэффициент трения;

d) высокая износостойкость;

е) высокая поверхностная прочность;

 

84 Укажите передачу, которая является разновидностью фрикционных передач, и в которых движение передается посредством кольцевого замкнутого ремня:

а) зубчатая передача;

b) ременная передача;

с) цепная передача;

d) червячная передача;

е) пункты а), b), с), d);

 

85 Какое из перечисленных свойств ременных передач не является их достоинством:

а) передача движения на средние расстояния;

b) плавность работы и бесшумность;

с) потребность в натяжных устройствах;

d) возможность работы при высоких оборотах;

е) дешевизна;

 

86 Какое из перечисленных свойств ременных передач не является их недостатком:

а) большие габариты передачи;

b) неизбежное проскальзывание ремня;

с) передача движения на средние расстояния;

d) высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;

е) малая долговечность при больших скоростях;

 

87 Какие из перечисленных критериев являются основными критериями расчета ременных передач: 1) тяговая способность (прочность сцепления ремня со шкивом), 2) прочность шкивов; 3) износостойкость шкивов; 4) долговечность ремня;

а) 1 и 2;

b) 2 и 3;

с) 2, 3, 4;

d) 1 и 4;

е) 1, 2, 3, 4;

 

88 Из каких материалов целесообразно изготавливать шкивы, используемые в высокоскоростных передачах (до 100 м/с):

а) из чугуна;

b) из стали;

с) из коррозионных материалов;

d) из легких сплавов;

е) пункты а), b), с), d);

 

89 Из каких материалов целесообразно изготавливать шкивы, используемые при скоростях 30÷45 м/с:

а) из чугуна;

b) из стали;

с) из коррозионных материалов;

d) из легких сплавов;

е) пункты а), b), с), d);

 

90 Что необходимо выполнить при установке быстроходного шкива:

а) балансировку;

b) провести работу в холостом режиме;

с) на предельно высоких скоростях;

d) провести работу на невысоких скоростях;

е) нет верного ответа;

 

91 Как называется деталь, служащая для удержания колёс и не передающая вращающий момент :

а) вал;

b) шатун;

с) опора;

d) палец;

е) ось;

 

92 Как называется деталь, служащая для удержания колёс и  передающая вращающий момент:

а) ось;

b) шатун;

с) опора;

d) палец;

е) вал;

 

93 Какой характер имеют поломки валов и осей:

а) усталостный характер;

b) характер износа;

с) характер заклинивания;

d) характер излома;

е) пункты а), b), с), d);

 

94 Что из перечисленных характеристик необходимо обеспечить в первую очередь для работоспособности вала или оси: 1) объёмную прочность, 2) поверхностную прочность, 3) жёсткость на изгиб, 4) крутильную жёсткость, 5) теплостойкость:

а) 1;

b) 1, 2;

с) 1, 2, 3;

d) 1, 2, 3, 4;

е) 1, 2, 3, 4, 5;

 

95 Что необходимо обеспечить в обязательном порядке для валов и осей:

а) объемную прочность;

b) поверхностную прочность;

с) жёсткость на изгиб;

d) крутильную жёсткость;

е) теплостойкость;

 

96 Как называются специальные детали, которые поддерживают валы и оси:

а) опорами;

b) муфтами;

с) крышками;

d) корпусами;

е) пальцами;

 

97 В чем заключается назначение подшипника:

а) подшипник передает крутящий момент;

b) подшипник должен обеспечить надёжное и точное соединение вращающейся детали (оси, вала) и неподвижного корпуса;

с) подшипник повышает КПД передачи;

d) подшипник должен компенсировать неточности изготовления валов и осей;

е) пункты а), b), с), d);

 

98 По характеру трения подшипника разделяют на:

а) радиальные подшипники и упорные подшипники;

b) подшипники скольжения и подшипники качения;

с) упорные подшипники и радиально-упорные подшипники;

d) подшипники скольжения и радиальные подшипники;

е) подшипники качения и упорные подшипники;

 

99 По воспринимаемым нагрузкам подшипника разделяют на

а) радиальные и упорные подшипники;

b) упорные и радиально-упорные подшипники;

с) радиальные, упорные, радиально-упорные подшипники;

d) радиальные и радиально-упорные подшипники;

е) упорные и радиальные подшипники;

 

100 Укажите отличительную особенность подшипников скольжения:

а) наличие тел качения;

b) наличие тел скольжения;

с) наличие вкладыша из антифрикционных материалов;

d) низкое трение;

е) пункты а), b), с), d);

 

101 Укажите недостатки подшипников скольжения:

а) низкое трение, низкий нагрев;

b) применяются при больших скоростях вращения;

с) слабая виброзащита;

d) трение и потребность в дорогих антифрикционных материалах;

е) возможность применения в воде и других агрессивных средах;

 

102 Из каких материалов, как правило, изготавливают вкладыши для подшипников скольжения:

а) из чугуна;

b) из конструкционных сталей;

с) из быстрорежущих сталей;

d) из бронзы и бронзовых сплавов;

е) из инструментальных сталей;

 

103 Какой из перечисленных критериев является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения

а) обеспечение жидкостного трения;

b) критерий жесткости;

с) критерий прочности;

d) критерий теплостойкости;

е) пункты а), b), с), d);

 

104 Какой момент работы подшипника скольжения является наиболее опасным:

а) момент пуска механизма;

b) момент торможения механизма;

с) работа на малых скоростях;

d) работа на высоких скоростях;

е) нет верного ответа;

 

105 Основной отличительной особенностью подшипников качения является:

а) наличие тел качения;

b) наличие тел скольжения;

с) наличие вкладыша из антифрикционных материалов;

d) высокое трение;

е) пункты а), b), с), d);

 

106 Из каких частей состоит подшипник качения:

а) наружное кольцо, внутреннее кольцо и тела качения;

b) наружное кольцо, внутреннее кольцо, тела качения, сепаратор;

с) вкладыш, наружное кольцо, внутреннее кольцо;

d) внутреннее кольцо и тела качения;

е) наружное кольцо и внутреннее кольцо, сепаратор;

 

107 Как называется специальная кольцеобразная обойма, в которой равномерно распределены тела качения:

а) канавка;

b) распределительная обойма;

с) кольцо;

d) вкладыш;

е) сепаратор;

 

108 Какое из перечисленных свойств не является достоинством подшипников качения:

а) низкое трение, низкий нагрев;

b) экономия смазки;

с) высокий уровень стандартизации;

d) экономия дорогих антифрикционных материалов;

е) высокие габариты (особенно радиальные) и вес;

 

109 Какое из перечисленных свойств не является недостатком подшипников качения:

а) высокий уровень стандартизации

b) высокие габариты (особенно радиальные) и вес

с) высокие требования к оптимизации выбора типоразмера

d) слабая виброзащита

е) пункты а), b), с), d);

 

110 По каким признакам классифицируют подшипники качения: 1) по форме тел качения, 2) по габаритам, 3) по точности выполнения размеров, 4) по направлениям воспринимаемых сил, 5) по виду трения, 6) по применяемым материалам:

а) 1, 2, 3, 4;

b) 1, 2, 3, 4, 5, 6;

с) 1, 3, 4, 6;

d) 1, 3, 5, 6;

е) 1, 2, 4;

 

111 По форме тел качения подшипники делятся на:

а) круглые и плоские;

b) шариковые и роликовые;

с) шариковые и плоские;

d) круглые и роликовые;

е) однорядные и многорядные;

 

112 По воспринимаемым силам подшипники качения делятся на:

а) радиальные, радиально-упорные и упорные;

b) радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные;

с) радиальные, осевые, окружные;

d) упорные, осевые, окружные;

е) радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные;

 

113 Выберете материал, из которого изготавливают подшипники качения:

а) Сталь 45, Сталь 40;

b) Р18, Р9;

с) ШХ15, ШХ15СГ;

d) Т5К10, ТТ3К17;

е) пункты а), b), с), d);

 

116 Работоспособность подшипников качения  сохраняется при соблюдении двух основных критериев:

а) долговечность и прочность;

b) грузоподъемность и прочность;

с) прочность и износостойкость;

d) долговечность и грузоподъемность;

е) долговечность и износостойкость;

 

117 Как называются опоры, в которых внутренние и наружные кольца неподвижны в осевом направлении:

а) фиксированные опоры;

b) плавающие опоры;

с) самоустанавливающиеся опоры;

d) регулируемые опоры;

е) нет правильного ответа;

 

118 Как называются опоры, в которых наружное кольцо может перемещаться в осевом направлении за счет установки подшипника в специальном стакане с зазором:

а) фиксированные опоры;

b) плавающие опоры;

с) самоустанавливающиеся опоры;

d) регулируемые опоры;

е) нет правильного ответа;

 

119 Чем удобна схема с фиксацией подшипников в распор:

а) схема не требует жестких допусков на линейные размеры;

b) тела качения не защемляются при нагреве;

с) схема удобна в монтаже;

d) пункты а), b), с)

е) нет правильного ответа;

 

120 Радиально-упорные подшипники требуют:

а) предварительного зазора;

b) осевого и радиального регулирования;

с) радиального регулирования;

d) осевого регулирования;

е) нет правильного ответа;

 

121 Каким образом увеличивается жесткость подшипников:

а) предварительным зазором;

b) предварительным натягом;

с) применением прокладок;

d) пункты а) и b);

е) нет правильного ответа;

 

122 Излишний преднатяг приводит:

а) к усилению износа тел качения;

b) к усилению износа сепаратора;

с) к поломке подшипника;

d) пункты а) и b);

е) нет правильного ответа;

 

123 Как называются детали, выполненные из мягких упругих материалов, которые предотвращают вытекание смазки из подшипниковых узлов и попадание в них загрязнения:

а) уплотняющие устройства;

b) прокладки;

с) стаканы;

d) крышки;

е) сальники;

 

124 Дайте характеристику подшипнику с номером 0206:

а) шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии с посадочным диаметром 30мм;

b) шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии с посадочным диаметром 30мм;

с) шариковый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным диаметром 60мм;

d) шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным диаметром 30мм;

е) шариковый упорный подшипник легкой серии с посадочным диаметром 30мм;

 

125 Дайте характеристику подшипнику с номером 8310:

а) шариковый упорный подшипник средней серии с посадочным диаметром 50мм;

b) шариковый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным диаметром 50мм;

с) шариковый радиальный однорядный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром 10мм;

d) роликовый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным диаметром 50мм;

е) роликовый упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром 50мм;

 

126 Дайте характеристику подшипнику с номером 6407:

а) шариковый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным диаметром 35мм;

b) шариковый радиально-упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром 35мм;

с) роликовый радиально-упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром 35мм;

d) роликовый упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром 35мм;

е) шариковый упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром 70мм;

 

127 Дайте характеристику подшипнику с номером 7508:

а) роликовый упорный подшипник легкой широкой серии с посадочным диаметром 80мм;

b) роликовый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным диаметром 40мм;

с) роликовый радиально-упорный подшипник легкой широкой серии с посадочным диаметром 40мм;

d) шариковый упорный подшипник легкой широкой серии с посадочным диаметром 40мм;

е) шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным диаметром 40мм;

 

128 Дайте характеристику подшипнику с номером 1109:

а) шариковый упорный подшипник особо легкой серии с посадочным диаметром 45мм;

b) шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным диаметром 45мм;

с) шариковый радиальный двухрядный сферический подшипник легкой серии с посадочным диаметром 45мм;

d) шариковый радиальный двухрядный сферический подшипник особо легкой серии с посадочным диаметром 45мм;

е) шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии с посадочным диаметром 45мм;

 

129 Выберете правильный вариант:

а) наружное кольцо подшипника сопрягается с корпусом;

b) наружное кольцо подшипника сопрягается с валом;

с) внутреннее кольцо подшипника сопрягается с корпусом;

d) внутреннее кольцо подшипника сопрягается с валом;

е) пункты а) и d);

 

130 Выберете правильный вариант:

а) внутреннее кольцо подшипника сажают на вал по системе вала;

b) внутреннее кольцо подшипника сажают на вал по системе отверстия;

с) наружное кольцо подшипника сажают в корпус по системе вала;

d) наружное кольцо подшипника сажают в корпус по системе отверстия;

е) пункты b) и с);

 

131 Выберете правильный вариант:

а) чем больше нагрузка и сильнее толчки, тем более плотными должны быть посадки подшипника на вал и в корпус;

b) чем быстроходнее машина (меньше нагрузки, выше температуры), тем посадки подшипника должны быть свободнее;

с) чем быстроходнее машина (меньше нагрузки, выше температуры), тем посадки подшипника должны быть плотнее;

d) пункты а) и b);

е) пункты а) и с);

 

132 Подшипники со значительным натягом на валу следует:

а) монтировать нагретыми в масле;

b) напрессовывать на вал с помощью пресса;

с) монтировать охлажденными в специальной охладительной установке;

d) пункты а) и b);

е) нет правильного ответа;

 

133 Выберете верное утверждение:

а) усилие прикладывается только к тому кольцу, которое установлено с зазором;

b) усилие прикладывается только к тому кольцу, которое установлено с натягом;

с) усилие должно передаваться на тела качения;

d) пункты а) и с);

е) пункты b) и с);

 

134 Смака подшипников качения применяется:

а) для снижения трения;

b) для повышения теплоотвода;

с) для улучшения их демонтажа;

d) пункты а) и b);

е) пункты а), b), с);

 

135 Жидкие смазки в подшипниках качения применяются:

а) при более высоких температурах;

b) в труднодоступных местах;

с) для герметизации зазоров;

d) пункты а) и b);

е) пункты b) и с);

 

136 Для чего необходимо разбрызгивание масла внутри корпуса механизма:

а) для создания масляного тумана;

b) для выравнивания температуры;

с) для улучшения теплоотвода от механизма;

d) пункты b) и с);

е) пункты а), b) и с);

 

137 Из перечисленных групп муфт, различающихся по физической природе, исключите лишнюю:

а) муфты механического действия;

b) муфты электрического (электромагнитного) действия;

с) муфты гидравлического действия;

d) муфты пневматического действия;

е) муфты самодействующие;

 

138 Какие из перечисленных видов муфт соединяют валы постоянно, образуют длинные валы:

а) соединительные;

b) управляемые;

с) самодействующие;

d) регулируемые;

е) нет правильного ответа;

 

139 Какие из перечисленных видов муфт соединяют и разъединяют валы в процессе работы:

а) соединительные;

b) управляемые;

с) самодействующие;

d) регулируемые;

е) нет правильного ответа;

 

140 Какие из перечисленных видов муфт срабатывают автоматически при заданном режиме работы

а) соединительные;

b) управляемые;

с) самодействующие;

d) регулируемые;

е) нет правильного ответа;

 

141 Укажите основную характеристику муфты:

а) габариты;

b) масса;

с) момент инерции;

d) передаваемый вращающий момент;

е) КПД;

 

142 Какой из перечисленных критериев не относится к критериям работоспособности муфты:

а) прочность при циклических нагрузках;

b) прочность при ударных нагрузках;

с) износостойкость;

d) жёсткость;

е) теплостойкость;

 

143 Втулочные и фланцевые муфты относятся к классу:

а) жестких муфт;

b) компенсирующих муфт;

с) подвижных муфт;

d) упругих муфт;

е) фрикционных муфт;

 

144 Какая из перечисленных муфт допускает осевые, радиальные и угловые смещения валов:

а) втулочная муфта;

b) фланцевая муфта;

с) зубчатая муфта;

d) шарнирная муфта;

е) упругая муфта;

 

145 К какому классу муфт относится шарнирная муфта:

а) жесткие муфты;

b) компенсирующие муфты;

с) подвижные муфты;

d) упругие муфты;

е) фрикционные муфты;

 

146 Какая из перечисленных муфт предназначена для смягчения (амортизации) ударов, толчков и вибрации:

а) втулочная муфта;

b) фланцевая муфта;

с) зубчатая муфта;

d) шарнирная муфта;

е) упругая муфта;

 

147 Какая из перечисленных муфт передает вращающий момент благодаря силам трения, возникающим в контакте между элементами муфты:

а) жесткие муфты;

b) компенсирующие муфты;

с) подвижные муфты;

d) упругие муфты;

е) фрикционные муфты;

 

148 Укажите вид соединения деталей, разборка которых возможна лишь при разрушении соединяющих или соединяемых деталей:

а) неразъёмные соединения;

b) разъёмные соединения;

с) подвижные соединения;

d) жесткие соединения;

е) нет правильного ответа;

 

149 Укажите вид соединения деталей, позволяющий разборку без разрушения:

а) неразъёмные соединения;

b) разъёмные соединения;

с) подвижные соединения;

d) жесткие соединения;

е) нет правильного ответа;

 

150 Какие из перечисленных видов соединений относятся к неразъемным соединениям:

а) сварные;

b) резьбовые;

с) заклепочные;

d) штифтовые;

е) пункты а) и с);

 

151 Какие из перечисленных видов соединений относятся к разъемным соединениям

а) сварные;

b) резьбовые;

с) заклепочные;

d) пункты а) и b);

е) пункты а) и с);

 

152 Какой из перечисленных пунктов не относится к достоинствам сварки:

а) малая трудоёмкость;

b) возможность автоматизации;

с) отсутствие больших сил;

d) сравнительная дешевизна оборудования;

е) коробление деталей;

 

153 Укажите общее условие проектирования сварных соединений:

а) обеспечение равнопрочности шва и свариваемых деталей;

b) обеспечение теплостойкости шва и свариваемых деталей;

с) обеспечение износостойкости шва и свариваемых деталей;

d) обеспечение жесткости шва и свариваемых деталей;

е) нет правильного ответа;

 

154 Как называются сварные швы которые перпендикулярны приложенным силам:

а) фланговые швы;

b) лобовые швы;

с) косые швы;

d) комбинированные швы;

е) нет правильного ответа;

 

155 Как называются сварные швы которые параллельны приложенным силам:

а) лобовые швы;

b) косые швы;

с) фланговые швы;

d) комбинированные швы;

е) нет правильного ответа;

 

156 Как называются сварные швы которые расположены под углом к приложенным силам:

а) фланговые швы;

b) лобовые швы;

с) косые швы;

d) комбинированные швы;

е) нет правильного ответа;

 

157 Какое из перечисленных свойств не является достоинством заклепочного соединения:

а) соединяют не свариваемые детали;

b) не дают температурных деформаций;

с) детали при разборке не разрушаются;

d) ударные нагрузки при изготовлении;

е) нет правильного ответа;

 

158 Какое из перечисленных свойств является достоинством заклепочного соединения:

а) детали ослаблены отверстиями;

b) высокий шум при изготовлении;

с) ударные нагрузки при изготовлении;

d) повышенный расход материала;

е) соединяют не свариваемые детали;

 

159 Укажите материалы, из которых изготавливают заклепки:

а) Ст2, Ст3, Ст10, Ст15;

b) латунь, медь;

с) 40Х, 40ХН

d) ХВГ,9ХС;

е) пункты а) и b);

 

160 По каким критериям рассчитывается диаметр назначаемой заклёпки:

а) расчёт на срез;

b) расчёт на смятие;

с) расчет на прочность;

d) пункты а) и b);

е) пункты а), b), с);

 

161 Какие резьбовые соединения предназначены для фиксации деталей:

а) метрическая;

b) трапецеидальная;

с) упорная;

d) круглая;

е) прямоугольная;

 

162 Какое из перечисленных свойств не является достоинством резьбового соединения:

а) концентрация напряжений во впадинах резьбы;

b) высокая надёжность;

с) технологичность;

d) возможность регулировки силы сжатия;

е) простота конструкции;

 

163 Укажите основной вид разрушения у крепёжных резьб:

а) смятие витков;

b) износ витков;

с) срез витков;

d) пункты а) и b);

е) пункты b) и с);

 

164 Укажите основной вид разрушения у ходовых резьб:

а) срез витков;

b) износ витков;

с) смятие витков;

d) пункты а) и b);

е) пункты b) и с);

 

165 Укажите основной критерий работоспособности для расчёта крепёжных резьб:

а) прочность по касательным напряжениям среза;

b) износостойкость по напряжениям смятия;

с) прочность по напряжениям изгиба;

d) пункты а) и b);

е) пункты b) и с);

 

166 Укажите основной критерий работоспособности для расчёта ходовых резьб:

а) прочность по касательным напряжениям среза;

b) износостойкость по напряжениям смятия;

с) прочность по напряжениям изгиба;

d) пункты а) и b);

е) пункты b) и с);

 

167 Укажите соединение, которое образуется совместным сверлением соединяемых деталей и установкой в отверстие с натягом специальных цилиндрических или конических пальцев:

а) штифтовые соединения;

b) резьбовые соединения;

с) заклепочные соединения;

d) шпоночные соединения;

е) нет правильного ответа;

 

168 Укажите соединения, которые предназначены для точного взаимного фиксирования деталей, а также для передачи небольших нагрузок

а) штифтовые соединения;

b) резьбовые соединения;

с) заклепочные соединения;

d) шпоночные соединения;

е) нет правильного ответа;

 

169 Какое из перечисленных свойств не относится к достоинствам штифтовых соединений:

а) ослабление соединяемых деталей отверстием;

b) простота конструкции;

с) простота монтажа-демонтажа;

d) точное центрирование деталей;

е) работа в роли предохранителя;

 

170 Укажите критерии работоспособности штифтовых соединений:

а) условие прочности на срез;

b) условие прочности на смятие;

с) условие  жесткости;

d) пункты а) и b);

е) пункты а) и с);

 

171 Какое из перечисленных свойств не является достоинством шпоночного соединения:

а) простота конструкции;

b) надёжность конструкции;

с) удобны в сборке-разборке;

d) дёшевы в изготовлении;

е) концентрируют напряжения в углах пазов;

 

172 Укажите какие условия прочности должны быть выполнены при расчете шпоночных соединений:

а) расчет на срез;

b) расчет на смятие;

с) расчет на износ;

d) пункты а) и b);

е) пункты а), b), с);

 

173 Укажите вид шпоночного соединения, которое передает момент только боковыми гранями:

а) клиновые;

b) призматические;

с) сегментные;

d) пункты а) и b);

е) пункты b) и с);

 

174 Укажите вид шпоночного соединения, которое  передает момент за счёт сил трения по верхним и нижним граням:

а) клиновые;

b) призматические;

с) сегментные;

d) пункты а) и b);

е) пункты b) и с);

 

175 Укажите соединения, которые образуются выступами на валу, входящими в сопряжённые пазы ступицы колеса:

а) заклепочные соединения;

b) резьбовые соединения;

с) штифтовые соединения;

d) шпоночные соединения;

е) шлицевые соединения;

 

176 Какое из перечисленных свойств не является достоинством шлицевого соединения

а) требуют специального оборудования для изготовления отверстий;

b) большую несущую способность;

с) лучше центрируют колесо на валу;

d) усиливают сечение вала за счёт большего момента  инерции ребристого сечения;

е) нет правильного ответа;

 

177 С каким параметром связаны смятие и износ шлицевых соединений:

а) с контактными напряжениями;

b) с напряжениями изгиба;

с) с крутящими напряжениями;

d) с продольными напряжениями;

е) пункты а) и b);

 

178 Укажите основные критерии работоспособности шлицов:

а) сопротивление боковых поверхностей смятию;

b) сопротивление износу при фреттинг-коррозии;

с) сопротивление изгибу;

d) пункты а),b), с);

е) пункты а) и b);

 

179 Укажите свойство, обратное жесткости:

а) податливость;

b) упругость;

с) мягкость;

d) пружинистость;

е) нет правильного ответа;

 

180 Чем определяется жесткость упругого элемента:

а) зависимостью упругой силы от прочности;

b) зависимостью упругой силы от деформации;

с) зависимостью прочности от деформации;

d) зависимостью деформации от технологичности конструкции;

е) нет правильного ответа;

 

181 Как называется свойство рассеивать вибрацию:

а) жесткостью;

b) податливостью;

с) демпфированием;

d) деформацией;

е) рассеиванием;

 

182 Укажите материалы, из которых изготавливают пружины:

а) 65Г, 60С2

b) Сталь 20, 30

с) 50ХФА

d) пункты а) и с);

е) пункты а) и b);

 

183 Какой из перечисленных материалов сочетает прочность  металла  с упругостью резины и, кроме того рассеивает энергию колебаний:

а) металлорезины;

b) высокоуглеродистые стали;

с) хромованадиевые стали;

d) кремнистые стали;

е) марганцовистые стали;

 

184 Укажите главную характеристику упругих элементов:

а) прочность;

b) жесткость;

с) износостойкость;

d) теплостойкость;

е) красностойкость;

 

185 Укажите название передачи (рисунок 8):

а) цилиндрическая прямозубая передача;

b) цилиндрическая косозубая передача;

с) цилиндрическая шевронная передача;

d) коническая прямозубая передача;

е) коническая косозубая передача;

 

186 Укажите название передачи (рисунок 9):

а) цилиндрическая прямозубая передача;

b) цилиндрическая косозубая передача;

с) цилиндрическая шевронная передача;

d) коническая прямозубая передача;

е) коническая косозубая передача;

 

187 Укажите название передачи (рисунок 10):

а) цилиндрическая прямозубая передача;

b) цилиндрическая косозубая передача;

с) цилиндрическая шевронная передача;

d) коническая прямозубая передача;

е) коническая косозубая передача;

  

190 Укажите название передачи (рисунок 13):

а) цилиндрическая прямозубая передача;

b) цилиндрическая косозубая передача;

с) коническая зубчатая передача с круговым зубом;

d) коническая прямозубая передача;

е) коническая косозубая передача;

 

levitra generika oder original levitra schweiz viagra schweizer apotheke prescription viagra online canada
levitra generika oder original levitra schweiz viagra schweizer apotheke prescription viagra online canada