Детали машин

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агенство по образованию

Саратовский государственный технический университет

ДЕТАЛИ МАШИН

Методические указания к изучению

курса для студентов всех специальностей

Одобрено

редакционно-издательским советом

Саратовского государственного

технического университета

Саратов 2009

Детали машин в вопросах и ответах

В методических указаниях приведены наиболее характерные вопросы в соответствии с программой дисциплины «Детали машин», которые входят в экзаменационные билеты и карточки текущего контроля, а также приводится решение задач по расчету прочности, кинематических и динамических характеристик механизмов.

1. Резьбовые соединения

1) Вопрос. Область применения метрической резьбы?

Приводится развернутый ответ с включением рассмотрения применимости резьб различного типа. Метрической резьбе свойственнен низкий коэффициент полезного действия (КПД). В ходовых устройствах она применяется редко и в основном используется как крепежная. Более высокий КПД у резьбы с трапециидальным профилем. Она применяется как ходовая. Там, где требуется малое сопротивление движению используются шарико-винтовые пары, но в отличие от метрической и трапециидальной резьбы, шарико-винтовая пара не обладает эффектом самоторможения.

2) Какой виток резьбы гайки в болтовом соединении несет наибольшую нагрузку (считая витки от плоскости прилегания гайки)?

Первый.

3) Какие детали следует использовать при постановке болтов на непараллельные опорные поверхности?

В таких случаях используются косые шайбы и платики (пластины). Вид такой шайбы показан на рис. 1.

Рис.1

4)  На какую глубину завинчиваются винты и шпильки диаметром d в стальные детали?

Рекомендуемая глубина завинчивания шпильки или винта (1 ¸ 1,5)d. Пример резьбового соединения показан на рис. 2.

Рис.2

5)  Укажите наиболее надежный способ стопорения резьбового соединения?

Обычно применяется отгибная шайба или обвязка проволокой, которая пропускается сквозь специальные отверстия в гайке или головке болта.

4) Как предупредить быстрый износ резьбы в детали из мягкого материала?

Если крепежный узел периодически разбирается, то в деталь из мягкого или дорогостоящего материала лучше завернуть неподвижную резьбовую шпильку, чтобы предупредить быстрый износ резьбы в этой детали.

6)  Как определить выигрыш в силе при применении метрической резьбы для перемещения деталей?

Выигрыш в силе зависит от вида резьбы, материалов, смазки, геометрических параметров. Для крепежной метрической резьбы выигрыш в силе в среднем в 75 раз. Например, если усилие на ключе 100 Н, то подъемная сила или усилие прижима составит 7500 Н.

7)  Как рассчитывается прочность резьбовой части крепежной детали?

В крепежных конструкциях болт (шпилька) в основном работают на растяжение. Основная расчетная формула

sР = ,

где Q – разрывное усилие в теле болта;

dB – внутренний диаметр резьбы.

При необходимости по этой формуле можно найти внутренний диаметр резьбы и затем по справочнику подобрать подходящую прочную резьбу.

2. Шпоночные и шлицевые соединения

Областью применения шлицевых и шпоночных соединений является передача моментов движения валов передаточных механизмов. Основными видами шпонок являются шпонки призматические и сегментные. Шлицевые соединения различаются по виду профиля шлица в диаметральном сечении вала. Применяются шлицы с профилями: прямоугольный, эвольвентный, треугольный. В основном применяются шлицы прямоугольного профиля.

Шпоночное соединение применяется там, где детали, например вал и полумуфта относительно неподвижны. Пример шпоночного соединения с указанием посадок представлен на рис. 3.

Шлицевое соединение сложнее конструктивно и дороже в изготовлении. Оно применяется там, где требуется большая нагрузочная способность по сравнению со шлицевым соединением, (при тех же геометрических параметрах узла) или подвижность деталей в осевом направлении.

Основная формула расчета прочности шпоночного соединения

Ммах = 0,5×d×(0,45×h)×l×[sСМ],

где d – диаметр вала; h – высота шпонки; l – длина шпонки; [sСМ] - допускаемое напряжение смятия для материала шпонки.

Рис. 3

Упрощенная формула для расчета шлицевого соединения

Ммах = y×z×h×l×,

где y = (0,7….1) – коэффициент неравномерности распределения нагрузки; z - количество шлицев; h – высота профиля шлица; l – длина шлицевого соединения; dСР – средний диаметр; [sСМ] - допускаемое напряжение смятия для материала шлицев.

3. Заклепочное соединение.

Конструктивное оформление заклепочного соединения показано на рис.4.

Расчет прочности по напряжениям среза

.

Рис. 4

Расчет прочности по напряжениям смятия

,

где Q - нагрузка; z – количество заклепок; d - толщина соединяемых листов; d - диаметр заклепки. В формулах для расчета заклепочного соединения [sСМ] и [t] - соответственно допускаемые напряжения смятия и среза.

Пример. Если геометрические параметры заклепочного соединения равны d = 5 мм; d= 4 мм. Число заклепок z = 1. Нагрузка на соединение Q = 1000 Н, то в заклепочном соединении действуют напряжения:

t = 4×1000/3.14×25×10-6 = 51 МПа,

sСМ = 1000/4×5×10-6 = 50 МПа.

4. Прессовое соединение

Упрощенное определение усилия Q запрессовки (прочности прессового соединения) по принимаемым давлению р между сопряженными поверхностями и коэффициенту трения (f) определяется по формуле

Q = p×f×S [H],

где S – площадь сопряжения.

Пример 1. Пусть р = 10 МПа, f = 0,2, геометрические параметры: диаметр d = 40 мм, длина втулки l = 50 мм. Определим допускаемое усилие Q в прессовом соединении:

Q = p×f×l×p×d = 10×106×0,2×50×10-3×3.14×40×10-3 = 12560 Н.

Пример 2. Значение момента, который может передать прессовое соединение по данным предыдущего примера, определяется следующим образом:

М = 0,5×p×р×f×l×d2 = 0,5×3,14×10×106×0,2×50×10-3×1600×10-6 = 251,2 Нм.

5. Сварные соединения

1) Стыковое соединение листовых материалов. Рис. 5.

При стыковом сварном соединении листов действуют нормальные напряжения sР.

Рис. 5

Расчетная формула:

sР = Q/d×l £ [sP],

где d и l – соответственно толщина листов и длина сварного шва.

Пример. Пусть Q = 104 Н, d = 4 мм, l = 50 мм. Определить напряжение в шве. Решение:

sР = Q/(d×l) = 104/(4×50×10-6) = 50 МПа.

2)  Соединение листов в нахлестку лобовым (катетным) швом. Рис. 6. В данном случае действуют касательные напряжения t.

Рис.6

На рис. 6 обозначены: к – катет треугольного в сечении шва; l – длина шва.

При не больших толщинах листов (1¸6 мм) величина катета при расчетах прочности сварного соединения принимается равной толщине листа.

Расчетная формула:

t = 1,4×Q/к×l £ [t].

При проектировании сварного соединения нужно иметь в виду, что при одинаковых геометрических параметрах сварного узла напряжения в катетном (лобовом) шве получаются на 40% больше, чем при стыковом соединении.

Пример. Такие же листы, как в предыдущем примере, соединяются внахлестку. При толщине листа d = 4 мм к = d = 4 мм. Напряжение t в сварном шве:

t = 1,4×Q/к×l = 1,4×104/ 4×50×10-6 = 70 МПа.

Различие напряжений в стыковом и катетном швах составит 20 МПа, то есть 40%.

6. Зубчатые передачи

6.1. Выбор материалов, термообработки. Действие напряжений.

1) Почему шестерню зубчатой передачи следует делать с большей твердостью, чем колесо?

Шестерня имеет большее число циклов нагружения из-за меньшего числа зубьев.

2) Почему зубчатые колеса при консольном расположении хотя бы одного из зацепляющихся зубчатых колес рекомендуется делать уже, чем в случае их симметричного расположения между опорами?

В таком случае уменьшается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

3) Почему цилиндрические зубчатые колеса из закаливаемых материалов делают более узкими, чем колеса из более мягких материалов, при одинаковых диаметрах?

Колеса из закаливаемых материалов более чувствительны к неравномерности распределения нагрузки.

4) Из представленного ряда предложений по материалам и термообработке выбрать наиболее применимые для несимметричной ступени редуктора:

1. 40X, 45, закалка;
2. 20, 20X, закалка;
3. 20, 20X, цементация;
4. 40X, 45, нормализация, улучшение;
5. 40X, 45, цементация, закалка.

Правильный ответ под номером 4, так как в этом случае в процессе работы передачи зубья колес смогут приработаться.

5) Из каких материалов изготовляют червячные колеса высокоскоростных передач? Варианты выбора материала:

1. латунь; 2. баббит; 3. Бр. ОФ10-1; 4. чугун; 5. Бр. АЖ9-4.

Правильный ответ под номером 3.

6) Из ряда сплавов укажите материалы с пониженными противозадирными свойствами. Варианты выбора материала:

1. чугун; 2. латунь; 3. Бр. АЖ9-4; 4. Бр. ОНФ; 5. Бр. ОФ10-1.

Правильный ответ под номером 3.

7) Какими напряжениями учитывается интенсивность износа зубьев зубчатых передач?

Контактными напряжениями.

8) Какой коэффициент учитывает особенности геометрии зубьев косозубых и червячных передач при прочностных расчетах зубчатых передач?

Коэффициент формы зуба.

9) Определите связь критериев работоспособности зубчатых передач с видами напряжений:

1. износ и прочность - с контактными напряжениями;

2. усталостная прочность - с напряжениями среза;
3. излом - с контактными напряжениями;
4. контактная прочность - с напряжениями изгиба вершин

микронеровностей;
5. износ - с напряжениями среза микронеровностей.

Правильный ответ под номером 1.

6.2. Геометрические параметры цилиндрических передач

Параметры зубчатых цилиндрических прямозубых колес рассчитываются по следующим зависимостям:

z – число зубьев колеса;

u = z2/z1 – передаточное число (z1 и z2 – числа зубьев сопрягающихся колес);

t – шаг в зацеплении;

m = t/p - модуль передачи;

d = m×z – диаметр делительной окружности

(пример: m = 1,5, z = 20 ® d = m×z = 1,5×20 = 30 мм);

aW = 0,5×m(z1 + z2) = 0,5×m×z1(1 + u) – межосевое расстояние в передаче.

Рис. 7

Пример 1. Тихоходная цилиндрическая прямозубая передача с передаточным числом u =4 должна быть собрана с межосевым расстоянием аW=100 мм. Рассчитайте модуль зацепления, при котором это будет возможно. Число зубьев шестерни z1=40.

Решение: m = aW/[0,5×z1(1 + u)] = 100/[0,5×40×(1 + 4)] = 1 мм.

Пример 2. Рис. 7. Определите ширину шестерни b1 и колеса b2 зубчатой передачи с межосевым расстоянием аW=250 мм, передаточным числом u=4 и коэффициентом относительной ширины колес y =1. Варианты ответов: 1)100 мм; 105 мм;мм; 100 мм;мм; 130 мм;мм; 100 мм;мм; 125 мм.

Решение: aW = 0,5×m×z1(1 + u). Здесь m×z1 = d1 – диаметр делительной окружности шестерни, то есть d1 = 2×aW/(1 + u ) = 2×250/(1+4) = 100 мм.

Ширина колеса b2 = y×d1 = 1×100 = 100 мм. Ширина шестерни b1 больше ширины колеса на 5 мм, тогда b1 = b2 + 5 мм = 105 мм. Таким образом правильный ответ под номером 1.

6.3. Червячная передача

Геометрические параметры червячных передач рассчитываются по следующим зависимостям:

m - модуль передачи;

q – число модулей в делительном цилиндре червяка;

z1 = 1; 2; 4 – число заходов червяка;

z2 = u*z1 – число зубьев червячного колеса;

u = z2/z1 – передаточное число;

d1 = m×q – диаметр делительного цилиндра червяка;

d2 = m×z2 –диаметр делительной окружности червячного колеса;

aW = 0,5×m×(z2 + q ) – межосевое расстояние в червячной передаче;

g - угол подъема винтовой линии зубьев червяка;

h = tg g/ tg(g + j) – расчетное значение КПД червячной передачи.

j - угол трения в передаче.

Зависимость КПД (h) червячной передачи от числа заходов z1 червяка показано ниже в таблице.

Z1	1	2	4
h	0,6	0,75	0,85

Пример. Определить число заходов червяка, если q=16, а угол наклона зубьев червячного колеса g »3,58 .

Решение: z1 = tgg×q = tg3,58о×16 = 1.

Пример. Определите КПД червячной передачи с однозаходным червяком и числом q=16, если угол трения j = 4о.

Решение: Угол подъема витков червяка g = arc tgz1/q = arc tg(1/16) = 3,58о. КПД червячной передачи h = tg g/ tg(g + j) = tg3.58/tg(3.58+4) = 0.48.

Пример. Определить угол наклона зубьев червячного колеса, если известно, что частота вращения червяка 1000 об/мин, частота вращения червячного колеса 50 об/мин, диаметр делительной окружности червяка 50 мм, диаметр делительной окружности колеса 200 мм.

Решение: u= 1000/50 = 20 – передаточное число передачи, а также отношение числа зубьев z2 колеса и числа заходов z1 червяка u = z2/z1.

d1 = m*q, d2 = z2*m – диаметры делительных цилиндра и окружности,

подставляем значения диаметров и, сравнивая величины получаем:

m = 50/q = 200/z2, то есть z2 = 4q = u×z1 = 20×z1® z1/q = 4/20 ®

g = arc tgz1/q = arc tg0,2 = 11,3о.

Какие передачи следует использовать при проектировании привода с передаточным числом 15, если основное требование к нему бесшумность.

Варианты выбора передачи:

1) косозубые; 2) цилиндрические; 3) конические; 4) червячные;

5) планетарные.

В промышленных червячных передачах передаточное число в одной паре от 8 до 60, червячная передача практически бесшумна. Верный ответ под номером 4.

6.4. Расчет моментов и усилий в передачах

При определении моментов на валах передачи используются передаточные числа и к. п.д. узлов передаточного механизма. Если нужно определить момент на валу, то можно использовать мощность на этом валу и его число оборотов.

Пример. Рис.8. Определить максимальный крутящий момент на выходном валу зубчатого редуктора, с частотой вращения 50 об/мин, если мощность электродвигателя Pдв=10 кВт, КПД редуктора 0,9, КПД цепной передачи 0,94. Используйте зависимость Т=9550×P/n (Нм).

Варианты ответов:;;;;

Решение: Момент на выходном валу редуктора с учетом его КПД равен Т = 9550×Р×h/n =9550×10×0,9/50 = 1719 Нм.

Правильный ответ под номером 5.

Пример. Рис. 8. В соответствии со схемой привода предыдущего примера определите крутящий момент на валу колеса 4, зубчатого редуктора, если мощность двигателя Pдв=10 кВт, частота вращения nдв=1000об/мин, передаточные числа: ременной передачи 2,2, редуктора 25; цепной передачи 2; коэффициенты полезного действия ременной передачи 0,96, редуктора 0,9, цепной передачи 0,94.

Рис. 8

Решение: Тдв = 9550×Р/n = 9550×10/1000 = 95,5 Нм - момент на валу двигателя.

Tz4 = Тдв×u1×u2×hРЕМ×hРЕД= 95,5×2,2×25×0,96×0,9 = 4538 Нм - момент на валу колеса z4.

Пример: Рис.8. Определить окружную силу Ft в зацеплении колес 1 и 2 зубчатого редуктора, если мощность на валу электродвигакВт, частота вращения 1000 об/мин, передаточное число ременной передачи 2,4, числа зубьев колес Z1=25; Z2=75; модуль 10 мм. Силы трения не учитывать.

Решение :

Частота вращения вала колеса z1 nz1 = nДВ/u1 = 1000/2,4 = 416,7 об/мин.

Момент на валу колеса z1 ® Tz1 = 9550*P/nz1 = 9550×10/416,7 = 229 Нм.

Диаметр делительной окружности колеса z1 d1 = m×z1 = 25×10 = 250 мм.

Окружное усилие Ft в зацеплении Ft = 2×Tz1/d1 = 2×229/0,25 = 1834 H.

6.5. Пример проектного расчета электромеханического привода по заданной схеме передач

Спроектировать электропривод ленточного конвейера в соответствии с кинематической схемой, показанной на рис. 9.

Данные для расчета:

F = 5,5 kH – нагрузка на ленту конвейера;

V = 0,6 m/c – скорость движения конвейера;

D = 425 мм – диаметр приводного барабана конвейера.

Рис. 9

6.5.1. Устройство электропривода ленточного конвейера

Электропривод ленточного конвейера включает в себя асинхронный трехфазный электродвигатель, соединенный с помощью муфты с упругими амортизирующими элементами с двухступенчатым червячно–цилиндрическим редуктором. Передача движения от редуктора к валу приводного барабана конвейера осуществляется посредством цепной передачи, ведущая звездочка которой ставится непосредственно на выходной вал редуктора.

6.5.2. Расчет кинематических и динамических характеристик электропривода, выбор электродвигателя

Электропривод ленточного конвейера представляет собой механическую передачу, включающую в себя двухступенчатый редуктор с цилиндрической и червячной парами, а также открытую цепную передачу.

Определим полезную мощность установки:

Рп = F×V = 5500×0.6 = 3300 Вт.

Определим коэффициент полезного действия установки в соответствии с рекомендуемыми частными значениями К. П.Д. отдельных узлов механизма.

Рекомендуемые КПД отдельных узлов передаточных механизмов равны:

hM = 0,95 – КПД соединительной муфты;

hц = 0,7– КПД цилиндрической зубчатой передачи;

hч = 0,8 – КПД червячной передачи;

hцп = 0,95 – КПД открытой цепной передачи;

hP = 0,985 – КПД одной пары подшипников.

Вычислим КПД механической передачи в соответствии с рис. 9:

h=hM×hц×hч×hцп×hP3 = 0,95×0,97×0,8×0,95×0,9853= 0,71.

Определим требуемую мощность двигателя:

Рдв = Рп/h = 3300/0,71 = 4647 Вт.

Выбираем следующие стандартные параметры асинхронного трехфазного двигателя Рдв = 5 кВт, n = 1420 об/мин.

Определим число оборотов барабана ленточного конвейера:

n4 = 60×V/p×D = 60×0.6/3,14×0,425 = 26,9 об/мин.

Определим общее передаточное число механизма:

U = n/ n4 = 1420/26,9 = 52,7.

Распределим передаточное отношение по ступеням передачи механизма.

Выбираем стандартные значения передаточных чисел для цилиндрической и червячных пар:

U1 = 3 – передаточное число пары цилиндрических зубчатых колес,

U2 = 8 – передаточное число червячной передачи.

Вычислим передаточное число цепной передачи:

U3 = U/U1×U2 = 52,7 /3×8 = 2,2.

Определим скорости движения валов механизма:

n1 = n = 1420 об/мин – число оборотов первого вала;

n2 = n1/U1 = 1420/3 = 473 об/мин – число оборотов второго вала;

n3 = n2/U2 = 473/8 = 59,2 об/мин – число оборотов третьего вала;

n4 = n3/U3 = 59,2/2,2 = 26,8 об/мин – фактическая скорость движения барабана.

Определим угловые скорости движения валов:

W1 = p×n1/30 = 3,14×1420/30= 148,6 1/c;

W2 = p×n2/30 = 3,14×473/30 = 49,5 1/c;

W3 = p×n3/30 = 3,14×59,2/30 = 6,2 1/c;

W4 = p×n4/30 = 3,14×26,8/30 = 2,8 1/c.

Определим моменты нагрузки на валах передачи:

Т4 = F×D/2 = 5500×0,425/2 = 1168 Hm;

T3 = T4/U3×hц×hпп = 1168/2,2×0,95×0,985 = 568 Нм;

Т2 = Т3/U2×hx×hпп = 568/8×0,8×0,985 = 90 Нм;

Т1 = Т2/U1×hw×hпп = 90/3×0,97×0,985 = 31,4 Нм;

Тдв = Т1 / hM = 31,4/0,95 = 33 Нм.

6.6. Пример оптимального конструкторского выбора передач привода

Привод состоит из прямозубого цилиндрического редуктора, цепной передачи и ременной передачи. В какой последовательности от электродвигателя рациональнее расположить эти передачи?

Варианты ответов:

1) цепная передача, редуктор, ременная передача;
2) ременная передача, редуктор, цепная передача;
3) ременная передача, цепная передача, редуктор;
4) редуктор, ременная передача, цепная передача;
5) цепная передача, ременная передача, редуктор.

Решение: Ременная и цепная передачи применяются чаще всего в случаях, когда агрегаты стоят относительно далеко. Ременная передача может работать как скоростная, но нагрузочная способность ее по отношению к цепной значительно ниже. При низких скоростях движения цепная передача может достаточно долго работать с пластической смазкой, в то время как при высокой скорости движения для цепи пришлось бы организовывать жидкую смазку. В связи с выше изложенным, правильный ответ под номером 2.

6.7. Расчет усилий в цилиндрических прямозубых и червячных передачах

6.7.1. Расчет сил в прямозубых цилиндрических передачах

Согласно рис. 10: Т1 – момент движущих сил на валу шестерни z1;

Т2 – момент нагрузки на валу зубчатого колеса z2.

Геометрические параметры цилиндрической передачи:

m – модуль передачи;

d1 = m×z1 – диаметр делительной окружности шестерни;

d2 = m×z2 – диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

Формулы для расчета усилий в зацеплении колес:

Ft1 = Ft2 = 2×T1/d1 = 2×T2/d2 – окружные усилия ;

Fr1 = Fr2 = Ft1×tg a = 0,364×Ft1 – радиальные (распорные) усилия в зацеплении прямозубых колес.

Рис. 10 Рис. 11

6.7.2. Расчет сил в червячных передачах

Согласно рис. 11 окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft2 = Fa1 = 2T2/d2,

где Т2 – момент нагрузки на валу червячного колеса,

d2 = m×z2 – диаметр делительной окружности колеса.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft1 = Fa2 = 2T1/d1,

где Т1 – момент движущих сил на валу червяка,

d1 = m×q – диаметр делительного цилиндра червяка (m – модуль передачи, q - число модулей в диаметре делительного цилиндра червяка, которое определено стандартом на расчет червячных передач).

Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr2 = Fr1 = Ft2×tg a = 0,364×Ft2.

При расчете червячных передач в соотношении моментов нагрузки обязательно учитывается передаточное число u = z2/z1 и КПД h передачи

Т1 = Т2 / u*h

7. Ременные передачи

1) По каким параметрам выбираются клиновые ремни? Стандартом предусматриваются ремни определенного сечения (обозначение сечений : О, А, Б, В и т. д.) и длины в развернутом (разрезанном) виде. Сечение ремня выбирается в зависимости от нагрузки, а длина ремня – в зависимости от диаметров шкивов и межосевого расстояния. Необходимо предусматривать устройство для натяжения ремня.

2) Какие напряжения действуют в материале ремня?

Напряжение нормальное от действующих усилий в ветвях ремня; напряжение изгиба, возникающее при обегании ремнем шкива; напряжение от действия центробежных сил характерно в основном для быстроходных механизмов с числом оборотов валов более 3000 об/мин.

3) Что грозит ременной передаче, в которой мал угол охвата ремнем шкива?

Сцепление ремня со шкивом зависит от угла охвата. При недостаточном угле охвата возможно проскальзывание ремня под нагрузкой и его быстрый нагрев и износ.

4) При проектном расчете клиноременной передачи получилось число ремней 10. Удовлетворителен ли результат и, если нет, то что надо изменить в передаче для его улучшения?

Варианты ответов:

1) нет, увеличить длину ремней;
2) нет, уменьшить диаметр шкивов;
3) нет, перейти на ремни большего сечения;
4) да;
5) нет, увеличить натяжение ремней.

При большом количестве ремней возникает значительная неравномерность их нагрузки, поэтому число ремней по возможности ограничивают, например можно увеличить сечение ремня и, соответственно его нагрузочную способность. Правильный ответ под номером 3.

5) Вопрос. Почему натяжной ролик следует устанавливать на ведомой ветви ремня, а не на ведущей?

Варианты ответов:

1) чтобы уменьшить на него нагрузку;
2) чтобы увеличить долговечность шкивов;
3) чтобы увеличить долговечность ремня;
4) чтобы снизить натяжение ремня;
5) чтобы перераспределить нагрузку в ремне.

Если речь идет именно о натяжном ролике и, соответственно о его подшипниках, то для уменьшения нагрузки на узел натяжного ролика, его следует устанавливать на ведомой ветви, где ремень не натянут за счет передаваемого момента нагрузки, а иногда даже и провисает. Правильный ответ под номером 1.

8. Валы и оси

1)  Что такое вал?

Деталь предназначенная для передачи крутящего момента вдоль своей оси. Нагрузкой для валов являются изгибающие и крутящие моменты. На рис. 12 показан пример вала-шестерни.

Рис. 12

2) Что такое ось?

Деталь, предназначенная для поддержания вращающихся деталей и не передающая полезного крутящего момента. Конструктивный пример оси показан на рис. 13. Момент от сил трения обычно бывает на порядок меньше по сравнению с изгибающими моментами и в расчетах прочности оси не учитывается.

2)  Материал для валов?

Поскольку у вала бывает несколько точных посадочных мест, то для шлифовки необходима достаточно высокая твердость. Если действующие нагрузки не велики, то возможно применение дешевой и легко обрабатываемой Ст30. Ее можно закалить и отпустить до твердости НВ300, что вполне достаточно для шлифовки и получения точных размеров. Валы часто несут большие нагрузки, поэтому для их изготовления применяют высокопрочные закаливаемые стали. Это материалы (с нарастанием качества): Ст45, 40Х, 40ХВН, 40ХН2МА. Валы из этих сталей обычно подвергают улучшению (при жестких динамических нагрузках), закалке с высоким отпуском или поверхностной закалке токами высокой частоты с низким отпуском (шлицевые валы).

4) Особенность проектирования валов редукторов общего назначения?

Подобные механизмы рассчитываются для работы в течении длительного времени, зачастую для непрерывной работы в течении нескольких лет. В таком случае ограничителем выступают контактные нагрузки в подшипниках, что приводит к увеличению номера выбираемых подшипников и, соответственно, их размеров. Увеличиваются цапфы валов. Геометрическая характеристика, используемая в расчете прочности вала момент сопротивления сечения изгибу (W), который пропорционален кубу диаметра вала, т. е. валы получаются тяжелее и прочнее, чем это требуется по расчетам на прочность от действующих сил в редукторе, например, вал имеет диаметр в опасном сечении 4 см (характерное число 43 = 64), если вал увеличивают в диаметре до 5 см, то прочность увеличивается в два раза т. к. характерное число 53 = 125. В этом случае их рационально изготовлять из дешевых сталей (Ст2, Ст3). Для того, чтобы цапфы валов не разбивались под подшипниками и они не меняли своего размера при перепрессовке подшипников, желательно их цементировать и закаливать токами высокой частоты.

Рис. 13

5) Валы, рассчитываемые только по касательным напряжениям.

Между далеко отстоящими агрегатами машины для передачи вращательного движения применяются трансмиссионные валы, если вал хорошо сцентрирован (не имеет собственного биения), то его нагрузкой является передаваемый крутящий момент Мкр и его рассчитывают по напряжениям кручения ( tКР ). Расчетная формула

tКР = Мкр/Wr,

где Wr - момент сопротивления сечения кручению, если вал сплошной и имеет диаметр d, то Wr = 0,1×d3.

9. Подшипники качения

Основные типы подшипников качения показаны на рис. 14, 15, 16.

Рис. 14

На рис. 14 показан радиальный шариковый подшипник. Примеры обозначения при внутреннем диаметре подшипника 25 мм:

205 – подшипник легкой серии;

305 – подшипник средней серии;

405 – подшипник тяжелой серии.

Эти подшипники отличаются между собой разной нагрузочной способностью.

Рис. 15

На рис. 15 показан роликовый подшипник.

Примеры обозначения при внутреннем диаметре подшипника 25 мм :

7205 – подшипник легкой серии;

7305 – подшипник средней серии,

Рис. 16

На рис. 16 показан подшипник шариковый упорный.

Примеры обозначения при внутреннем диаметре подшипника 25 мм :

8205 – подшипник легкой серии;

8305 – подшипник средней серии.

1) Какие параметры используются при расчете работоспособности (долговечности) подшипников качения?

Используются приведенная нагрузка, число оборотов вала, число часов работы подшипника.

2) Если предусматривается применение роликовых подшипников, то что представляет опасность для них?

Прогиб валов или смещение посадочных мест подшипников приводит к сколу роликов и дроблению поверхности беговых дорожек.

3) От какой детали подшипника зависит его долговечность и работоспособность?

Главным образом на работоспособность влияют контактные напряжения между шариками (роликами) и кольцами подшипника. Увеличение диаметра шарика (ролика) приводит к увеличению контактной площадки и уменьшению напряжений.

4) Если на вал действуют радиальные и осевая силы, то какой тип подшипника предпочтительней выбрать?

Радиально-упорный шариковый подшипник. В то же время при достаточной жесткости валов и точности изготовления корпуса применение роликовых радиально-упорных подшипников приводит к уменьшению габаритов подшипникового узла. Стоимость роликовых подшипников мало отличается от стоимости шариковых. Во всех случаях необходимо предусмотреть регулировку осевого зазора.

5) Как защитить внутреннюю полость редуктора от пыли, воды, грязи?

Если только от пыли и грязи, то достаточно эффективны лабиринтные уплотнения, фетровые или войлочные сальниковые кольца. При необходимости поставить преграду жидким веществам, в частности, маслу, то в таком случае применяются резиновые манжеты.

6) Способы смазки подшипников в редукторе?

Наиболее распространены следующие способы:

масляный туман, образующийся при работе передач; раздельная жидкая смазка с масляным насосом и трубопроводами разводки;

смазка разными видами масел (передачи смазываются из картера жидким маслом; подшипники имеют защиту от попадания жидкой смазки и смазываются предварительно заложенной в подшипниковый узел консистентной смазкой).

7) Консистентная смазка для подшипников?

В пределах умеренных скоростей и температур смазка 1-13. При повышенных температурах ЦИАТИМ–221.

10. Подшипники скольжения

Подшипники скольжения применяются там, где по условиям сборки необходим разъем в осевой плоскости, а также при очень малых размерах цапф валов; для точного центрирования. Для работы подшипника скольжения, особенно при больших нагрузках и скоростях движения, нужна непрерывная смазка. Конструктивный пример узла вращения с подшипником скольжения показан на рис. 17.

Материалы для подшипников скольжения (в порядке уменьшения антифрикционных качеств):

1)  баббиты Б88, БК2 и пр., их отличительная особенность – очень малое значение коэффициента трения, но не высокая теплостойкость;

2)  оловянистые бронзы БрО10Ф1, БрО4Ц4С17 наиболее предпочтительны по всем показателям, несколько хуже по антифрикционным свойствам безоловянистые бронзы, например БрАЖ9-4;

3)  антифрикционные чугуны, например АЧС-1.

Расчет подшипника скольжения связан с определением давления, скорости скольжения и сравнении этих величин с допускаемыми значениями для данных материалов.

Давление р = Fr/p×d×l [H/м2] £ [p].

Скорость скольжения v = p×n×d/60 [м/сек]£ [v].

Часто подшипниковые материалы оценивают по обобщенному показателю p×v £ [p×v].

Рис. 17

На рис. 17 показано устройство узла подшипника скольжения с обозначением применяемых посадок деталей. Детали узла: 1 - штифт, 2 - кривошип, 3 - втулка подшипника, 4 - вал, 5 - стенка корпуса.

1) В каких случаях целесообразно применять подшипники качения вместо подшипников скольжения?

Варианты ответа:

1) при редком или медленном вращении;
2) при резко-переменных ударных перегрузках;
3) при кратковременных перебоях в смазке;
4) при стесненных радиальных габаритах опоры;
5) при очень больших скоростях.

Здесь в пунктах 1, 2, 4, 5 перечислены условия предпочтительного применения подшипников скольжения и только при перебоях в смазке желательно применить подшипник качения. Правильный ответ под номером 3.

2) Из ряда сплавов укажите материалы с пониженными противозадирными свойствами.

Варианты ответа:

1) чугун; 2) латунь; 3) Бр. АЖ9-4; 4) Бр. ОНФ; 5) Бр. ОФ10-1.

Правильный ответ под номером 3. У алюминиево-железистой бронзы Бр АЖ9-4 противозадирные свойства не высоки.

ЛИТЕРАТУРА

1. Гузенков, машин: учебник/ . - М.: Высшая школа, 198с.

2. Иванов, машин: учебник/ . - М.: Высшая школа, 199с.

3. Крайнев, машин: словарь-справочник/ . - М.: Машиностроение, 19с.

4. Решетов, машин: учебник/ . - М.: Машиностроение. 19с.

Содержание

Детали машин в вопросах и ответах....................................................... 2

1. Резьбовые соединения........................................................................... 2

2. Шпоночные и шлицевые соединения.................................................. 3

3. Заклепочное соединение........................................................................ 4

4. Прессовое соединение............................................................................ 5

5. Сварные соединения.............................................................................. 5

6. Зубчатые передачи................................................................................ 6

6.1. Выбор материалов, термообработки. Действие напряжений. 6

6.2. Геометрические параметры цилиндрических передач............... 8

6.3. Червячная передача......................................................................... 9

6.4. Расчет моментов и усилий в передачах...................................... 10

6.5. Пример проектного расчета электромеханического привода по заданной схеме передач................................................................................................... 11

6.5.1. Устройство электропривода ленточного конвейера............. 12

6.5.2. Расчет кинематических и динамических характеристик электропривода, выбор электродвигателя.................................................................... 12

6.6. Пример оптимального конструкторского выбора передач привода 14

6.7. Расчет усилий в цилиндрических прямозубых и червячных передачах 14

6.7.1. Расчет сил в прямозубых цилиндрических передачах......... 14

6.7.2. Расчет сил в червячных передачах........................................ 15

7. Ременные передачи.............................................................................. 15

8. Валы и оси............................................................................................ 17

9. Подшипники качения......................................................................... 18

10. Подшипники скольжения................................................................. 20

ЛИТЕРАТУРА.......................................................................................... 22

ДЕТАЛИ МАШИН

Методические указания к изучению курса

Составил : САВРАСОВ Генрих Андреевич

Рецензент

Редактор

Лицензия ИД № 000 от 14.11.01

Подписано в печать Формат

Усл.-печ. л. 0.94(1.0) Уч.-изд. л. 0.91

Тираж100 экз. Заказ

Саратовский государственный технический университет

410054 7

Ротапринт СГТУ, 410054 7.