Нажмите на баннер и автоматически будете на моей странице "Вконтакте"

 

 Телефон мобильный;

 8(965)049-25-97(Билайн)

 Электронная почта;

 89650492597@mail.ru

 

 


Решение задачи, контрольных для студентов

Решение задач — это процесс выполнение мыслительных действий, направленный на получение заданной цели.

Процесс решения задачи состоит из:
1)Подготовка данных;
2)Определение способа (метода) решения (если он не задан условием);
3)Нахождение решения задачи.

Если у вас нет времени или задали сложные примеры которые Учитель не смог грамотно объяснить, я смогу вам помочь, срок решения от четырёх дней. Цена определяется после изучения (просмотра) задания.


















Наиболее распространенные соединения разделяют на две основные группы: неразъемные и разъемные (см. таблицу). Неразъемные соединения – соединения, разборка которых воз- можна лишь в результате разрушения или повреждения конструктив- 170 ных элементов детали. Неразъемные соединения часто выполняют функции цельноизготовленной детали, если ее получение технологи- чески затруднительно или неэкономично. Неразъемные соединения компактнее разъемных, однако, затруднен контроль качества этих соединения. Разъемные соединения – со- единения, которые позволяют осу- ществлять многократную сборку и разборку конструкции при сохра- нении формы и размеров деталей. Применение в проектируе- мом оборудовании того или иного типа соединения определяется особенностями функционирования и изготовления конструкции или ее узлов, а также возможностями производства, экономическими по- казателями и пр. Основными кри- териями работоспособности, которым должны отвечать соединения – прочность, жесткость, виброустойчивость, плотность (т.е. способность защищать рабочую поверхность изделия от проникновения твердых посторонних частиц), герметичность (т.е. способность препятствовать прохождению жидкости или газа через стык соединения).
Читать дальше »

1) Сварные соединения – наиболее распространенный вид не- разъемных соединений. Сварка – технологический процесс, основан- ный на образовании межатомных связей между материалами соеди- няемых деталей. Сварка может производиться, во-первых, за счет сильного местного нагрева деталей до расплавленного состояния и последующего остывания (сварка плавлением) и, во-вторых, при со- вместном пластическом деформировании нагретых или холодных стыков деталей (сварка давлением). Затвердевший после сварки ма- териал, соединяющий сваренные детали, образует сварной шов или сварную точку. Сварка плавлением. К сварке плавлением относятся следую- щие виды: дуговая сварка, газовая, плазменная, электрошлаковая, электронно- и ионнолучевая и др. Наиболее распространенной является дуговая сварка, при кото- рой в качестве источника тепла используется электрическая дуга. Ду- говая сварка может быть осуществлена плавящимся и неплавящимся (угольными, графитовыми или вольфрамовыми) электродами. Она может выполняться вручную, автоматически или полуавтоматически (с механизированной подачей только электродной проволоки). Для Таблица. Классификация основных типов соединений Типы соединений Неразъемные Разъемные - сварные; - пайкой; - адгезивами; - заформовкой; - склепыванием; - вальцеванием; - запрессовкой - резьбовые; - шпоночные; - шлицевые; - штифтовые; - фланцевые; - байонетные; - профильные 171 защиты зоны соединения от воздуха применяют сварку под флюсом (т.е. применяют химикаты, например, буру, борную кислоту, хлориды и фториды, в которых растворяются оксиды, образующиеся на свари- ваемых поверхностях), в среде инертных газов (аргона или гелия), в углекислом газе и в вакууме. Электрошлаковая сварка применяется для соединений массив- ных деталей (элементов корпусов толстостенных аппаратов, станин) толщиной до 1000 мм и более. Теплота выделяется при прохождении электрического тока через расплавленный шлак. Газовая сварка происходит при оплавлении материала деталей и прутка присадочного металла высокотемпературным газовым пла- менем при сгорании ацетилена в кислороде. Она применяется для сварки деталей малых толщин – при толщине деталей более 8 мм га- зовая сварка становится неэкономичной. Горячими газами, например, воздухом сваривают пластмассовые элементы оборудования. Плазменная сварка – осуществляется за счет энергии плазмы. Это один из самых высокопроизводительных и экономичных способов сварки, широко применяющийся для высокоточной сварки и резки массивных деталей. Электронно-лучевая сварка основана на превращении кинети- ческой энергии движущихся в вакууме (остаточное давление порядка 10 – 0,1 мПа) электронов в тепло при бомбардировке ими поверхности металла. Данный вид сварки обеспечивает высокую точность, а также значительную глубину проплавления по отношению к ширине шва (20:1 и более), применяется при соединении деталей очень малых и очень больших толщин из тугоплавких материалов, допускает сварку в труднодоступных местах, например, через щели. При помощи лазер- ной сварки можно соединять керамические, а также разнородные ма- териалы. Сварка давлением. Сварка давлением основана на сближении соединяемых поверхностей на межатомные расстояния в результате пластической деформации материалов, создаваемой сжимающей си- лой. Наиболее распространены такие типы сварки давлением, как контактная сварка и сварка трением. Реже в машиностроении исполь- зуется ультразвуковая сварка, сварка взрывом, диффузионная сварка, холодная, магнитноимпульсная и т.д. Контактная сварка осуществляется при сжатии деталей элек- тродами с одновременным включением тока. Поскольку электрическое сопротивление стыка «электрод-деталь» примерно в два раза меньше сопротивления стыка «деталь-деталь», то происходит нагрев и свари- вание только сжатых деталей. Различают точечную, шовную и стыко- вую контактную сварку. При точечной сварке тонкостенные детали соединяют внахлестку. Так как высокие температуры действуют на небольших участках, коробление соединяемых деталей отсутствует. Шовную сварку осуществляют вращающимися роликовыми электро- 172 дами, при этом получается непрерывный сварной шов. При стыковой сварке соединяемые детали сжимают, и при прохождении тока в зоне контакта выделяется большое количество теплоты. Этим способом соединяют стержневые детали различных сечений (круг, квадрат, уголок и пр.), толстостенные трубы. Недостатком стыковой сварки является изменение длины детали за счет брызг и выдавливания расплавленного металла. Сварка трением осуществляется за счет теплоты, выделяющейся в месте контакта прижатых друг к другу и вращающихся друг относительно друга деталей. Эта разновидность сварки применяется для соединения частей составных валов, в том числе деталей из разнородных металлов и сплавов. Классификация сварных швов и соединений. В зависимости от взаимного расположения деталей различают следующие виды сварных соединений: стыковые (рис. 51, а), нахлесточные (рис. 51, б), угловые (рис. 51, в), тавровые (рис. 51 г). Швы могут быть односторонними (рис. 51, а, в) и двусторонними (рис. 51, б, г). Сварные швы нахлесточных, угловых и тавровых соединений называют угловыми, а стыковых соединений – стыковыми. Угловые и стыковые швы рассчитываются на прочность по различным методикам. Сварные швы и соединения стандартизованы. В зависимости от расположения шва относительно направления действующей нагрузки швы делят на фланговые (рис. 52, а), лобовые (рис. 52, б) и косые (рис. 52, в). Сочетание фланговых, лобового и косого швов в одном соединении называют комбинированным швом. 2) Соединения пайкой получили широкое распространение в различных отраслях машиностроения и в ряде случаев вытесняют сварку. Важным преимуществом пайки является сохранение формы и Рисунок 51 а) б) в) г) а) б) в) Рисунок 52 173 размеров деталей, т.к. их кромки не расплав- ляются при соединении. Пайка – процесс со- единения деталей в нагретом состоянии при помощи связующего материала припоя, тем- пература плавления которого ниже темпера- туры плавления спаиваемых элементов. Рас- плавленный припой заполняет зазоры между деталями и при остывании в результате кри- сталлизации образует паяный шов. При пайке между припоем и металлом детали возникает межатомная связь. Переходный слой, связы- вающий металл детали и припой, называют спаем. Один спай образуется при лужении, т.е. при покрытии поверх- ности металла тонким слоем расплавленного припоя. В качестве при- поев используют чистые металлы и сплавы (всего 26 подгрупп). В за- висимости от температуры плавления они подразделяются на три группы: легкоплавкие или мягкие (до 300 ?С), среднеплавкие (от 300?С до 1000?С), тугоплавкие (свыше 1000?С). Чаще всего в маши- ностроении применяют оловянно-свинцовые, серебряные, латунные припои. Для уменьшения вредного влияния окисления поверхностей деталей используют специальные флюсы на основе канифоли, буры, хлористого цинка и др. Пайка, как вид соединения менее универсаль- на, чем сварка. 3) Соединения адгезивами (т.е. клеями) – получили широкое распространение благодаря появлению разнообразных полимерных клеящих составов, позволяющих соединять практически все материа- лы промышленного назначения в любом сочетании. К соединениям за счет адгезии (от лат. adhaesio – прилипание) относятся соединения клеями, герметиками, замазками. Клеевые швы не ослабляют детали, не коррозируют, обеспечивают герметичность соединения. Основны- ми недостатками клеевых соединений являются старение со време- нем и невысокая теплостойкость (рабочая температура не выше 300?С). Прочность клеевого соединения, также как и паянного пропор- циональна площади соединения. 4) Соединения заформовкой – соединение, которое осуществ- ляется погружением детали в жидкий или размягченный материал с последующим его затвердеванием в специальных литейных или пресс-формах. Заформовка позволяет получать соединения деталей сложных геометрических форм, имеющих пазы, канавки (рис. 53, а) или отверстия (рис. 53, б). Прочность соединения заформовкой зави- сит от физико-механических свойств материала детали и формообра- зующего материала, геометрической формы и размеров детали. Ха- рактер соединения не предполагает высоких требований к точности изготовления детали. Заформовку используют для соединения метал- лических деталей с пластмассами (рис. 53, а), металлами (рис. 53, б), Рисунок 53 а) б) 174 резиной и стеклом, когда элементам конструкции требуется придать специальные свойства. 5) Заклепочные соединения выполняют при помощи специ- альных крепежных деталей – заклепок (рис. 54, а) или непосредствен- ным расклепыванием цапф деталей (рис. 54, б). Заклепка представ- ляет собой цилиндрический стержень с двумя головками, одна из ко- торых называемая закладной, выполняется заранее, а вторая (замы- кающая) получается в процессе сборки под ударами инструмента. Форма и размеры заклепок стандартизированы. Стержень заклепки может быть сплошным или полым (пустотелая заклепка - пистон). Форма головки может быть полукруглой, потайной, полупотайной, плоской. Заклепка изготавливается из пластичных материалов. Со- единение собирается путем уста- новки заклепки в заранее подго- товленное отверстие в деталях и последующей клепки замыкаю- щей головки специальным инст- рументом. Основные недостатки соединений связаны с большой трудоемкостью изготовления. Для повышения технологичности со- единения, т.е. простоты и быст- роты его выполнения, могут ис- пользоваться пирозаклепки и заклепки из сплавов с эффектом памяти, пустотелые замыкающие головки которых после кратковременного на- грева пламенем газовой горелки принимают необходимую форму без механического воздействия. 6) Соединения вальцеванием и загибкой осуществляют за счет остаточной де- формации тонкого ото- гнутого края одной из соединяемых деталей. Вальцевание сопрово- ждается вращением инструмента. При завальцовке (рис. 55, а) край охватывающей детали по замкнутому контуру загибают внутрь, а при развальцовке (рис. 55, б) – наружу. Соединения загибкой получают при отгибе края или лапки деталей, или используют вспомо- гательные детали стандартные – шплинты (рис. 55, в). 7) Соединения запрессовкой получают при насаживании охва- тывающей детали (детали с отверстием) на охватываемую деталь (вал), если посадочный размер отверстия гарантировано меньше по- Рисунок 54 а) б) Рисунок 55 а) б) в) 175 садочного размера вала. Такую разность посадочных размеров назы- вают натягом. После сборки вследствие упругих и пластических де- формаций на поверхности контакта возникают удельное давление и соответствующие ему силы трения, препятствующие взаимному сме- щению деталей. Сборку соединений производят механическим спосо- бом (на прессе) или «тепловым» способом, нагревая охватывающую деталь (в электропечи) или охлаждая охватываемую деталь (жидким азотом или твердой углекислотой) до температуры, обеспечивающей свободное совмещение деталей. Точность полученной сборочной единицы практически равна точности цельноизготовленной детали.
Читать дальше »

1) Резьбовые соединения – соединения деталей с помощью резьбы, являются наиболее распространенным видом разъемных со- единений. Свыше 60% деталей имеет резьбу. Резьба в виде винтовой канавки определенного профиля наносится на наружную или внутрен- нюю (цилиндрическую или коническую) поверхности заготовки. Основ- ными геометрическими параметрами резьбы (рис. 56, а) являются: d – наружный, d1 – внутренний, d2 – средний диаметры; – угол профиля, p – шаг,  – угол подъема винтовой линии. По системе измерений резьбы бывают метрическими и дюймовыми (1 дюйм = 1 = 25,4 мм); по профилю витка – треугольными (рис. 56, а), трапецеидальными симметричными, трапецеидальными несимметричными (упорные), прямоугольными и круглыми; по направлению винтовой линии – пра- выми (рис. 56, б) (используется в абсолютном большинстве соедине- ний) и левыми (рис. 56, в); по величине шага – с крупным и мелким шагом; по количеству заходов – однозаходными (рис. 56, б, в) и мно- гозаходными (на рис. 56 г – число заходов n = 2); по назначению – крепежными, крепежно-уплотнительными и ходовыми (используются в механизмах). Неподвижность резьбовых соединений обеспечивается трением в резьбе. Резьбовые соединения бывают двух типов: соединения с по- мощью специальных резьбовых крепежных деталей (болтовые соеди- нения рис. 57, а, винтовые соединения рис. 57, б, шпилечные соеди- нения рис. 57, в) и соединения с непосредственным свинчиваением деталей. Под гайки, головки болтов и винтов подкладываются шайбы для увеличения опорной поверхности (рис. 57, а) или для повышения трения в резьбе (рис. 57, в), за счет пружинных свойств шайбы. Дос- тоинствами резьбовых соединений являются простота, удобство сбор- ки и разборки, широкая номенклатура, высокий уровень стандартиза- ции, взаимозаменяемость, относительно низкая стоимость и высокая надежность. Недостатки резьбовых соединений – наличие во впади- нах резьбы концентраций напряжений, снижающих прочность соеди- нений; чувствительность к вибрационным и ударным воздействиям, 176 приводящим к самоот- винчиванию; низкая точ- ность соединения из-за зазоров между наружной и внутренней поверхно- стями резьбы. Крепежная резьба бывает метрической, дюймовой и трубной. По профилю она, как прави- ло, имеет треугольный профиль. Чаще всего применяется метриче- ская, правая, однозаход- ная резьба. Левая резь- ба применяется в тех случаях, когда применение правой не- возможно, например из-за са- моотвинчивания, или при кон- струировании резьбовых муфт («римских» гаек), обес- печивающих при вращении в одном направлении переме- щение резьбовых стержней навстречу друг другу или в противоположные стороны (рис. 58). Основными крепеж - ными деталями резьбовых соеди- нений являются болты, винты, шпильки, гайки, шайбы и стопор- ные элементы (пружинные шайбы, шплинты), предохраняющие гайки от самоотвинчивания. Крепежные детали изготавливают из углеродистых, легированных сталей и спла- вов. 2) Шпоночные соединения осуществляют с помощью специальных деталей – шпонок, устанавливаемых в пазах между валом и ступицей. Шпоночные соединения служат для передачи крутящего момента от вала к ступице. Шпоночные соединения просты и надежны. Основной недостаток шпоночных соединений заключаются в том, что шпоноч- ные пазы ослабляют валы и ступицы. По своей форме шпонки (от нем. Span – щепка, клин) бывают призматическими, сегментными, цилин- дрическими и клиновыми. Конструкция и форма шпонки связана с тех- нологичностью изготовления пазов под шпонку и особенностями кон- струкции. Пазы на валах фрезеруют, а в ступицах прорезают протяж - d d2 d1 p  болт гайка  Рисунок 56 а) б) в) г) np Рисунок 57 а) б) в) Рисунок 58 177 ками. Шпонки обычно изготавливают из среднеуглеродистых сталей 40, 45. Призматические шпонки (рис. 59, а) имеют прямоугольное сече- ние. В радиальном направлении между шпонкой и пазом ступицы ос- тается зазор. Паз под шпонку делают примерно 0,6 ее высоты, паз во втулке – на длину всей ступицы. Ширина и высота шпонки определены ГОСТом и подбираются в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки определяется из условия прочности на смятие, а прочность на срез обеспечивается с избытком. Сегментные шпонки (рис. 59, б) удобнее в изготовлении, но требуют более глубоких пазов в валах, что снижает прочность валов. Их применяют для передачи незначительных нагрузок. Рассчитывают- ся так же, как и призматические. Цилиндрические шпонки (штифты) (рис. 59, в) обычно приме- няют для закрепления деталей на конце вала. Шпонка устанавливает- ся с натягом. Клиновые шпонки (рис. 59 г) образуют напряженные соединения – их с усилием вбивают в паз между валом и ступицей. Эти шпонки передают усилия за счет сил трения. В отличие от призматических и сегментных шпонок у клиновых шпонок зазор остается по боковым граням. Они применяются ограничено из-за возникающего перекоса ступицы, но способны передавать большие нагрузки. b Шлицевые соединения служат для передачи вращающего момента между валом и установленными деталями. Шлицевое соеди- нение условно можно представить как многошпоночное. Это соедине- ние обеспечивает как подвижное (в осевом направлении), так и не- подвижное соединение между валом и насаженной деталью. Шлице- вые соединения прочнее и точнее шпоночных. По форме поперечного сечения шлицов различают прямобочные (рис. 60, а), треугольные (рис. 60, б) и эвольвентные (рис. 60, в) шлицевые сечения. Число и размеры поперечного сечения шлицов принимают по ГОСТу в зави- симости от диаметра вала. Шлицы рассчитываются на смятие. 4) Штифтовые соединения осуществляются при помощи спе- циальных стандартных деталей – штифтов, т.е. стержней цилиндри- ческой (рис. 61, а) или конической (рис. 61, б) формы плотно встав- ляемых в отверстие двух соединяемых деталей. Штифты применяют для точного фиксирования относительного положения соединяемых деталей и для соединения дета- лей передающих небольшие на- грузки, а также в качестве предо- хранительных элементов (на- пример, в муфтах), разрушаю- щихся при перегрузке. Штифты могут быть трубчатыми (рис. 61, в) или быть насечными (рис. 61, г). Трубчатые штифты, благода - ря своей упругой податливости могут плотно вставляться в от- верстия с большим полем допус- ка на размер. Острые кромки насечных штифтов врезаются в края от- верстия и надежно страхуют штифт от выпадения. 5) Фланцевые соединения предназначены для герметичного соединения трубопроводов и элементов корпусов аппаратов, рабо- тающих под давлением. Соединение состоит из двух фланцев, болто- вого (шпилечного) соединения и прокладки, которая устанавливается d D Рисунок 60 а) б) в) b Рисунок 61 а) б) в) г) 179 между уплотнительными поверхностями и обеспечивает герметич- ность при относительно небольшом усилии затяжки болтов. Фланцы стандартизованы. Фланцы могут быть цельными (рис. 62), т.е. привариваться к элементам корпуса аппарата или трубопровода, или быть свободными (рис. 63), т.е. крепиться разъемно на отбортовку корпуса (рис. 63,а) или резьбу (63, б). Свободные фланцы применяются для соединения аппаратов и трубопроводов из пластичных материалов (алюминий, медь), хрупких материалов (керамика, стекло). Кроме того, примене- ние свободных фланцев из недорогой углеродистой стали позволяет уменьшить стоимость протяженных внутризаводских трубопроводов из легированной стали. Цельные фланцы по конструкции могут быть плоскими приварными (рис. 62, а – в) и приварными встык (рис. 62, г, д). Фланцы приварные встык способны выдерживать бо?льшие давле- ния и температуры, чем плоские приварные. Уплотнительные поверхности фланцев и зажатая между ними прокладка образуют затвор. По конструкции затворы бывают сле- дующих типов: с гладкой уплотнительной поверхностью (рис. 62, а) (рекомендуется для давлений до 0,6 МПа), выступ-впадина (рис. 62, б, г) (0,6 –1,6 МПа), шип-паз (рис. 62, в, д) (1,6 – 6,4 МПа), а также под металлическую прокладку (6,4 – 16 МПа). Материалы прокладок фланцевых соединений должны быть прочными, эластичными, т.е. способными получать значительные упругие (исчезающие) деформа- ции при небольших нагрузках, обладать пластичностью, быть термо- и коррозионностойкими в рабочих условиях. В качестве материала про- кладок применяют: металлы – сталь, алюми- ний, медь, свинец; полимеры – фторопласт, полиэтилен, паронит, резину; комбинирован- ные прокладки, например, асбест в металли- ческой оболочке. 6) Байонетные соединения – разъем- ные соединения двух деталей (рис. 64), осуще- ствляемые путем ввода выступа на одной из деталей в специальную прорезь другой детали и последующего относительного смещения де- Рисунок 62 а) б) в) г) д) Рисунок 63 а) б) 180 талей на длину прорези. Байонетные (франц. baionnette – штык) соединения применяют в тех случаях, когда требуется частое и быстрое со- единение и разъединения элементов оборудо- вания, например, отсоединение крышек авто- клавов – аппаратов периодического действия для термообработки материалов и изделий под давлением. 7) Профильные соединения – разъемные соединения, у которых ступица насаживается на фасонную поверх- ность вала. Этот тип соединения ис- пользуется, например, при закрепле - нии маховиков запорной арматуры (вентилей, кранов, задвижек). Попе- речное сечение вала и форма отвер- стия в ступице может быть квадратной (рис. 65, а), треугольной (рис. 65, б), овальной и т.п. Соединение обеспечи- вает хорошее центрирование, отсутст- вует концентрация напряжений. Фасонные поверхности соединения сложны в изготовлении. 8.4. Расчет на прочность сварных, резьбовых и шпоночных соединений Метод расчета сварных соединений зависит от рода действующей нагрузки, типа соединения, вида шва и способа сварки. Угловые швы всех типов соединений рассчитываются на срез, а стыковые по тем же самым деформациям, что и соединяемые детали. В сварных швах из-за локального нагрева и совместной деформации наплавленного и основного металла действуют остаточные (связующие) напряжения и рабочие, создаваемые приложенной нагрузкой. В расчетах на прочность учитывают только рабочие напряжения. Влияние способов сварки учитывают при выборе допускаемых напряжений для сварных швов, которые назначают как долю от допускаемых напряжений на растяжение основного металла,  допускаемое напряжение стыкового сварного шва; допускаемое напряжение на срез стыкового и углового сварных швов;  - коэффициент понижения допускаемых напряжений (коэффициент сварного шва). Его значения приведены в таблице. Проектный расчет стыкового сварного шва, толщина которого равна толщине листов s Рисунок 65 а) б) Рисунок 64 181 Таблица. Ориентировочные значения коэффициента  для соединений дуговой сваркой Тип сварного шва Вид нагружения Ручная сварка Автоматическая и полуавтоматическая Стыковой Растяжение Сжатие 0,8 0,9 1,0 Стыковой и угловой Срез 0,6 0,65 (р сводится к определению расчетной длины р из условий прочности. Из-за возможного непровара шва на краях деталей фактическая длина шва принимается равной  . (8.2) При совместном действии изгибающего момента и растягивающей силы (M), действующих на соединяемые детали (рис. 66) условие прочности имеет вид:  где Ap– площадь поперечного сечения шва; Wz – осевой момент сопротивления сечения шва. При растяжении-сжатии (0) условие прочности (8.3) упрощается. Если размеры соединения заданы (и s), то выполняют проверочный расчет, т.е. проверяют выполнение условия прочности (8.3). Угловые швы рассчитывают на срез, по наименьшей площади сечения, расположенного в плоскости биссектрисы прямого угла поперечного сечения шва. В угловых швах размер катета k, как правило соответствует толщине более тонкой детали s (рис. 67). Расчетная высота угловых швов h зависит от способа сварки, и ориентировочно может приниматься равной h = 0,7 k. (8.4) Рисунок 66 ?  h k Рисунок Для нахлесточных соединений с лобовым (рис. 67) или косым швом (рис. 52, в) условие прочности имеет вид р . (8.5) Для расчета соединений фланговыми швами (рис. 52, а) используется формула (8.5), при этом расчетная длина принимается равной суммарной длине швов. Максимальная длина флангового шва из-за неравномерности распределения нагрузки не должна быть больше 60k. Из-за непровара в начале и в конце шва, минимальную длину флангового шва назначают не менее чем 30 мм. Если соединение угловым швом нагружено изгибающим моментом M в плоскости приварки (рис. 68), то расчет шва производят по формуле:и . (8.6) Методы расчета резьбовых соединений на прочность определяются конструктивными особенностями соединения, направлением и характером действующей нагрузки, способом сборки и условиями эксплуатации. По направлению рабочие нагрузки разделяются на осевые, действующие по геометрической оси резьбового стержня, поперечные, перпендикулярные оси стержня, и эксцентричные, действующие параллельно оси. Соединения, собранные с предварительным затягом называются напряженными – детали этих соединений испытывают напряжения еще до приложения рабочей нагрузки. При затяге ключом болта (гайки) к резьбовому стержню прикладывается крутящий момент T и создается растягивающее усилие. Величина крутящего момента T зависит от величины создаваемой силы сжатия соединяемых деталей, геометрических параметров резьбы и трения в резьбе. Абсолютное большинство соединений относится к напряженным соединениям. Примером напряженных соединений являются фланце- вые соединения (рис. 62). Соединения, собранные без предваритель- ного затяга, являются ненапряженными. Расчет ненапряженных со- единений отличается от расчета предварительно затянутых (напря- женных) соединений. Выход из строя болтов, винтов и шпилек чаще р k h Рисунок 68 M 183 всего происходит вследствие разрыва стержня по резьбе. Реже разрыв происходит по переходному сечению у головки, а также в результате разрушения резьбы (срез, смятие, изгиб витков резьбы). Высота стандартных гаек ограничена – наращивание высоты нецелесообразно из-за неравномерности распределения нагрузки между отдельными витками. Например, первый виток передает примерно 35% осевой силы, а пятый виток – лишь 5 – 10%. При действии только статической растягивающей силы (F, T=0) (рис. 69, а), т.е. для ненапряженных резьбовых соединений условие прочности резьбовой части стержня на разрыв по наименьшему сечению Ap имеет вид  1 d 4F , (8.7) где d1 = d – 1– внутренний диаметр резьбы; Р – шаг резьбы; [] – допускаемое напряжение. В напряженных резьбовых соединениях (рис. 69, б) из-за действия растягивающей силы F и крутящего момента T, в поперечном сечении резьбового стержня одновременно действуют нормальные и касательные напряжения, что является случаем сложного сопротивления. В рамках третьей теории прочности с учетом соотношения между силой F и моментом T, условие прочности на разрыв стандартного резьбового стержня имеет вид экв A F 1,3 или  1 экв d 4F 1,3 , (8.8) где 1,3 – коэффициент, учитывающий действие касательных напряжений. Если болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором (рис. 70, б), а соединение при этом нагружено поперечной силой F, то взаимная неподвижность деталей обеспечивается силой трения Fтр на стыке, которая, в свою очередь, создается осевой силой затяга Fo. Условие взаимной неподвижности деталей соединения тр F – коэффициент ) б) Рисунок 70 dc 184 Поскольку в последнем случае (рис. 70, б) соединение собирается с предварительным затягом, т.е. является напряженным, условие проч- ности на разрыв болта имеет вид аналогичный формуле (8.8) 3 . (8.12) Проверочные расчеты резьбовых соединений предполагают проверку условий прочности (8.7 – 8.9, 8.12). При выполнении проектных расче- тов определяют расчетное значение диаметра болта, и округляют его до ближайшего большего стандартного значения. Их значения приведены в таблице. Таблица. Наружный диаметр d и шаг резьбы Р по ГОСТ 8724-81 Расчет шпоночных соединений относится к типовым расчетам, выполняемым при проектировании большинства механических пере дач. Крутящий момент с вала на ступицу, например, зубчатого колеса, передается при помощи призматической шпонки размещенной в шпоночных пазах вала и ступицы (рис. 71). Боковые грани шпонки на половине своей высоты испытывают напряже- ния смятия см, а про- дольное сечение – на- пряжения среза ?ср. Для шпоночного соедине- ния стандартной шпон- кой выполняется про- верочный расчет толь- ко на смятие. Шпонка испытывает смятие с двух противоположных боковых сторон: со стороны вала в попе- речном сечении (ниж- няя часть одной из бо- ковых поверхностей), и со стороны ступицы (верхняя часть противопо- ложной боковой поверхности). Со стороны ступицы поверхность смятия минимальна. Сила, вызывающая смятие: d Поверхность среза Поверхность смятия Т Рисунок  , (8.13) где d – диаметр вала. Минимальная поверхность смятия определяется по формуле А 0,5h с – длина шпонки, принимаемая из стандартного ряда размеров. Длина шпонки должна быть на 5 -10 мм меньше высоты ступицы L. Условие прочности шпонки на смятие: см см см [ ] А у см – напряжение смятия на боковой поверхности шпонки; [– допускаемые напряжения на смятие материала шпонки. Если условие прочности не выполняется, необходимо поставить две шпонки той же длины, смещенные по окружности на угол 180.
Читать дальше »

Валы и оси – типовые элементы механизмов, предназначенные для поддержания, установки и крепления вращающихся деталей и уз- лов механизмов, таких как зубчатые колеса, шкивы, муфты, мешалки, барабаны центрифуг и т.д. Основное различие между осями и валами состоит в том, что валы передают крутящий момент, а оси не пере- дают крутящий момент. Оси, как и валы, могут быть как вращающимися, так и неподвиж- ными. Примером неподвижной оси может служить ось петли откидной крышки люка химического аппарата или ось шарнира рычажного ме- ханизма. Подвижные оси используются, например, в качестве роликов и барабанов ленточных транспортеров или рольгангов. Основной де- формацией, которую испытывает ось, является изгиб. Большинство валов являются вращающимся, например, валы редукторов, валы перемешивающих устройств, валы станков и транс- портных машин. При помощи вала крутящий момент передается на некоторое расстояние от одного узла конструкции к другому узлу. Примером неподвижного вала может служить торсионный вал, ис- пользующийся в качестве амортизатора крутильных колебаний, или в качестве упругого чувствительного элемента измерительного прибора, преобразующего крутящий момент в угловое перемещение. Валы ис- пытывают деформацию кручения, а также деформацию изгиба и, в меньшей степени, растяжения-сжатия. 186 Опорные части валов и осей называются цапфами, а опоры вращающихся осей и валов называются подшипниками. Оси представляют собой прямые стержни, преимущественно цилин- дрической формы (рис. 72, а). Валы в зависимости от формы геомет- рической оси могут быть прямые (рис. 72,б), коленчатые (рис. 72, в) и гибкие (рис. 72, г) (форма геометрической оси изменяется). Наиболее распространены прямые валы. Коленчатые валы применяются для преобразования вращательного движения в поступательное (меха- низм насоса) или – поступательного во вращательное (механизм поршневого двигателя). Гибкие валы в виде проволочных сердечни- ков, помещенных внутрь витой многослойной пружины, используются для передачи вращения между деталями, изменяющими относитель- ное положение в пространстве. По форме продольного сечения валы (оси) бывают гладкими (рис. 72, а) и ступенчатыми (рис. 72, б). Опорные части вала (рис. 72, б), на которых размещаются подшипни- ки, называются цапфами (1). Для предотвращения осевого смещения деталей относительно вала предусматривают бурты (2), или участки конической формы (3). Для закрепления деталей на валу предусмат- ривают резьбовые участки (4) шпоночные пазы (5), отверстия (6). На- личие проточек (канавок) (7) обычно связано с технологией шлифовки участков вала. Для уменьшения концентрации напряжений в зонах с резким изменением диаметра вала предусматривают плавные скруг- ления – галтели (8). Фаски (9) облегчают насаживание деталей на вал. Непосредственно на валу может быть нарезано зубчатое колесо, чер- вяк (винтовая часть червячной передачи). По форме поперечного сечения валы бывают сплошными круглыми (рис. 72, д), полыми (коль- цевое сечение) (рис. 72, е), некруглого сечения (например, шлицевой вал) (рис. 72, д). Расчет и проектирование валов включает в себя несколько эта- пов. На первом этапе проводят предварительный расчет – опреде- а) б) в) г) д) е) ж) Рисунок 72  ляют ориентировочное значение диаметра вала из условия прочности на кручение по пониженным касательным напряжениям при известном крутящем моменте Т или мощности N передаваемой валом  , (8.16) где [р = (12 ? 20)106 – допускаемое напряжение на кручение для стали, Па; Т – крутящий момент, Нм; N – мощность, Вт;  - угловая скорость вращения вала, рад/с. Полученное значение диаметра округляют в большую сторону, при этом, обычно, ориентируются на стандартные значения внутренних диаметров подшипников. На втором этапе разрабатывают конструкцию вала, т.е. вычерчивают его в составе сборочной единицы. При этом конструктивно назначают форму, диаметры, длины отдельных участков вала и т.д. На третьем этапе проводят проверочный расчет валов на статическую прочность. На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке, например, при пуске машины. Поскольку валы работают в основном в условиях изгиба и кручения (напряжения от растяжения-сжатия обычно малы), то расчет в опасном сечении ведут с использованием третьей теории прочности. Расчет на статическую прочность выполняют в следующем порядке: - составляют расчетную схему вала в виде стержня; - определяют внешние силы (если они действуют в разных плоскостях, то их проектируют на координатные оси); - в каждой координатной плоскости (например, горизонтальной – H и вертикальной – V) определяют опорные реакции, и строят эпюры изгибающих моментов в этих плоскостях (МH и MV); - вычисляют суммарный момент Mc, строят эпюру суммарного момента 2- строят эпюру крутящего момента Т; - вычисляют эквивалентный момент Mэ, строят эпюру эквивалентного момента 2 ; (8.18) - определяют опасное сечение вала, т.е. сечение, в котором эквивалентный момент максимален – Мэmax; - выполняют проверочный (8.19) или проектный расчет (8.20) вала 188  эmax  – соответственно осевой и полярный моменты сопротивления круглого сечения вала. На четвертом этапе проводят расчет на усталость. Усталость материала – изменение состояния материала в результате длительного действия переменной нагрузки, приводящее к внезапному разрушению после определенного срока эксплуатации. Цель проверочного расчета вала на усталость заключается в определении коэффициента запаса S прочности по переменным напряжениям и сравнении его с допускаемым значением [S]. Проверке подлежат опасные сечения вала, т.е. сечения в которых имеются какие-либо концентраторы напряжений в виде шпоночного паза, галтели, отверстия, фаски, резьбы или участок вала под напрессованным на него подшипником. Постоянные по величине и направлению силы вызывают во вращающихся валах переменные напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному синусоидальному циклу, при этом условно принимают, что крутящий момент и напряжения от кручения изменяются по пульсационному циклу, тогда   Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным и касательным напряжениям определяется с учетом по формулам ,  189 где ?-1 – предел выносливости по нормальным напряжениям при сим- метричном цикле, Па; -1 = 0,6?-1 – предел выносливости по касатель- ным напряжениям при симметричном цикле, Па; kу – коэффициент влияния поверхностного упрочнения (при отсутствии термообработки kу = 1); k – эффективные коэффициенты концентрации нормаль- ных и касательных напряжений; kd – коэффициент влияния абсолют- ных размеров поперечного сечения (табл. 17)– коэффициенты влияния шероховатости; ?? – коэффициент чувствительности мате- риала к асимметрии цикла по нормальным напряжениям; ?? = 0,5 ?? – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла по кА- сательным напряжениям. Общий коэффициент запаса прочности S должен превышать ми- нимально допустимое значение коэффициента запаса прочности для вала На пятом этапе, при необходимости, когда упругие деформации валов и осей влияют на работу связанных с ними деталей, например, подшипников, уплотнений аппаратов, фрикционных катков, произво- дят расчёт на жесткость. Жесткость вала при изгибе оценивают проги- бом y и углом поворота сечения вала (см. раздел 5.10), а при круче- нии – углом закручивания  (см. раздел 5.9). Условия жесткости имеют вид y . (8.25) Рекомендации по назначению допускаемых значения прогиба [y], угла поворота [], угла закручивания [] содержатся в нормативно- технической литературе, и зависят от типа и параметров устройства. На шестом этапе, при необходимости, проводят расчет вала на виброустойчивость. Этот этап расчета обязателен при проектировании быстровращающегося ротора – вала с закрепленными на нем деталями. Быстровращающимися роторами оснащаются такие устройства, как аппараты с мешалкой, центрифуги, центробежные насосы и т.д. Колебания (вибрации) валов обусловлены центробежными силами, возникающими вследствие несбалансированности роторов, т.е. несовпадением центра масс с осью вращения. Возникающая при вращении вала вибрация, негативно сказывается на работоспособности, как самого вала, так и всех деталей и узлов которым передается вибрация. Угловая скорость о, соответствующая собственной (резонансной) частоте колебаний вала, называется критической скоростью 190 m , (8.26) где k – коэффициент жесткости вала; m – масса ротора, приведенная к месту закрепления детали, например, к мешалке или барабану центрифуги. При совпадении рабочей скорости вращения вала  с критической скоростью о возникает наиболее опасный режим работы – центробежные силы, динамический прогиб, изгибающий момент и напряжения изгиба максимальны. Для исключения большой амплитуды колебаний рабочая скорость вращения вала должна находится либо в дорезонансной области (жёсткий вал), либо в зарезонансной области (гибкий вал). Условия виброустойчивости для жесткого вала (8.27) и гибкого вала (8.28) имеет вид
Читать дальше »

Опоры вращающихся валов и осей называются подшипниками. Они поддерживают вал или ось в определенном положении и обеспечивают их свободное вращение. Подшипники воспринимают и передают нагрузки от подвижных деталей на корпус устройства. В зависимости от направления нагрузок опоры делят на: радиальные подшипники, воспринимающие нагрузки вдоль радиуса вала; упорные подшипники (подпятники), воспринимающие нагрузки, направленные вдоль оси вала; радиально-упорные подшипники, воспринимающие одновременно радиальные и осевые нагрузки. В зависимости от вида трения между соприкасающимися поверхностями валов и опор различают подшипники с трением скольжения, подшипники с трением качения и специальные подшипники (электромагнитные, с трением упругости). Устройства, обеспечивающие поступательное движение звена механизма или движение по криволинейной траектории, называются направляющими. Различают направляющие с трением скольжения и трением качения. Основные требования, предъявляемые к подшипникам и направляющим – малые потери на трение, точность, износостойкость, небольшие габариты, простота конструкции. Большинство подшипников стандартизовано.
Читать дальше »

Подшипники скольжения по сравнению с подшипниками качения обладают рядом преимуществ: способны выдерживать вибрационные и ударные нагрузки, могут быть разъемными, имеют малые габариты, способны работать в агрессивных средах, выдерживают высокую час- тоту вращения вала из-за меньших центробежных сил. По размерам подшипники скольжения могут быть миниатюрными, например, в из- мерительных приборах и часах, и больших диаметров, превышающих стандартные подшипники качения. Подшипники скольжения чувствии- тельны к качеству смазки. КПД подшипников скольжения – 0,98. Подшипник скольжения (рис. 73) является парой вращения, состоящей из опорного участка вала (цапфы) и корпуса подшипника, во вкладыше которого скользит цапфа. Цапфу радиального подшипника расположенную в конце вала (рис. 73, а) называют шипом, а в средней части вала (рис. 73, б) – шейкой. Цапфу упорного подшипника (рис. 73, в, г) называют пятой, а сам подшипник подпятником. Форма рабочей поверхности вкладышей подшипников и цапф может быть цилиндрической (рис. 73, а, б, в, г), конической (рис. 73, д) и сферической (рис. 73, е). Сферические подшипники обеспечивают поворот вала в трех плоскостях. Наиболее часто применяются цапфы цилиндрической формы. Для снижения потерь на трение в подшипнике подбирают пару трения, т.е. такие материалы цапфы и вкладыша, которые, обеспечивают минимальный коэффициент трения при взаимном скольжении, а также используют смазку. Валы (цапфы) изготавливают из стали. Вкладыши подшипников изготавливают из сплавов (бронз, баббитов), полимерных и композитных материалов (фторопласт, текстолит, прессованная металлокерамика с добавлением графита и т.д.). Вкладыши могут быть из биметаллов – на стальную или чугунную основу наплавляют баббиты и свинцовые бронзы. На металлическую основу вкладыша могут наносится такие полимеры, как нейлон, капрон, тефлон. Fr Fr Шип Fа Fа Шейка Пята Пята а) б) в) г) д) е) Рисунок 73 Fа Fr ? d 192 Подобные вкладыши могут работать без смазки. Корпуса подшипнико- вых узлов изготавливают обычно из серого чугуна СЧ15, СЧ18 и СЧ20. Типовая конструкция узла подшипника скольжения представлена на рис. 74. В корпус 1 запрессован вкладыш 5. Винт 4 предохраняет вкладыш от смещения относительно корпуса. Для подачи смазки через масленку предусмотрено отверстие 2. При помощи пазов 3 смазка распределяется на внутренней поверхности вкладыша. В зависимости от толщины масляного слоя подшипник обычно работает в режиме жидкостного или полужидкостного трения. Если смазка отсутствует, то трение называют сухим. Между цапфой и вкладышем имеется диаметральный зазор  (рис. 75, а), и соответствующий ему эксцентриситет (е = 0,5), т.е. расстояние между осью вала и осью отверстия в подшипнике. При определенной скорости вращения вала  цапфа отходит от вкладыша («всплывает»). Эксцентриситет e уменьшается (рис. 75, б). При жидкостном трении рабочие поверхности вала и подшипника полностью разделяет слой смазки h (рис. 75, б, в), толщина которого больше сумм микронеровностей поверхности цапфы Raц и микронеровностей поверхности вкладыша Raп h > Raц + Raп , (8.29) коэффициент трения f при этом не превышает 0,005 и износ практи- чески отсутствует. В слое смазки под цапфой возникает давление Р (рис. 75, б), которое удерживает вал на «масляном клине». При полужидкост- ном трении условие (8.29) не выполня- ется, имеется час- тичный контакт ме- жду поверхностями вала и цапфы, ко- торые разделены слоем смазки, а коэффициент трения больше, чем при жидкостном трении примерно на порядок (f  0,05). Работоспособность подшипника скольжения полужидкостного трения определяется его несущей способностью, износостойкостью,  в) Рисунок 75 193 температурой нагрева и отсутствием заедания. Расчетные зависимо- сти основаны на учете мощности Nтр, затрачиваемой на трение  где Tтр – момент сил трения; Fтр – сила трения;  - угловая скорость вращения вала; d – диаметр цапфы; f – коэффициент трения;  - длина цапфы (рис. а); P – условное контактное давление. Поскольку в (8.30) геометрические параметры (d и ?) и коэффи- циент трения f постоянны, то проверку несущей способности и износо- стойкости подшипника полужидкостного трения выполняют по усло- вию (8.31), а проверку на отсутствие перегрева и заедания – по усло- вию  – допускаемые значения для подшипника с бронзовыми вкладышами для редукторов общего на- значения;  = 6…20 МПам/с для редукторов тяже- лого типа. Диаметр цапфы d и длину  (рис. а) определяют конст- руктивно или из условия прочности на изгиб (Ми = 0,5 Fr) в корневом сечении цапфы, с учетом соотношения
Читать дальше »

Подшипники качения в виде стандартных узлов, основными эле- ментами которых являются тела качения (шарики, ролики), установ- ленные между наружным и внутренним кольцами, – наиболее распро- страненный вид опор валов и осей. К достоинствам подшипников кА- чения относятся малые потери на трение (КПД – 0,99), низкая стои- мость, очень широкий диапазон размеров и типов, простота монтажа и обслуживания, малые осевые размеры, малая разница моментов тре- ния при пуске и в установившемся (равномерном) движении. Недос- татками подшипников качения являются относительно большие ради- альные размеры, высокая чувствительность к ударным и вибрацион- ным нагрузкам, значительно меньшая по сравнению с подшипниками скольжения долговечность при высоких частотах вращения и больших нагрузках. Подшипник (рис. 76, а) состоит из тел качения 1, сепаратора (разделителя тел качения) 2, наружного 3 и внутреннего 4 колец. Подшипники качения классифицируют по нескольким признакам: 1. По форме тел качения подшипники разделяются на шарико- вые (рис. 76, а, б, в, ж) и роликовые (рис. 76, г, д, е, и, к); по форме 194 ролики могут быть цилиндрическими (рис. 76, г), коническими (рис. 76, и), игольчатыми (рис. 76, д), витыми (рис. 76, е), бочкообразными (рис. 76, к); 2. По направлению воспринимаемых сил подшипники могут быть радиальными , воспринимающими только силу Fr , направленную по радиусу; радиально-упорными (рис. 76, б, и), воспринимающими как радиальную силу Fr , так и силу Fа, направленную вдоль оси подшипника; упорными (рис. 76, ж), т.е. воспринимающими только осевую силу Fa; 3. По способности самоустанавливаться подшипники подразделяют на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся (рис. 76, в, к), допускающие в процессе работы поворот оси внутреннего кольца на  по отношению к оси наружного кольца; 4. По числу рядов тел качения подшипники подразделяют на однорядные (рис. 76, а, б, г – и), двухрядные (рис. 76, в, к), четырехрядные; 5. По габаритным размерам (диаметр D и ширина B) подшипни- ки одного и того же диаметра отверстия d подразделяют на размер- 5 ные серии: сверхлегкую, особо легкую, легкую, среднюю, тяжёлую, особо узкую, узкую, нормальную, широкую, особо широкую. В зависимости от типа, точности, размеров и серии подшипники имеют различную грузоподъемность и быстроходность. Подшипники более тяжелых серий имеют повышенную грузоподъемность, но они менее быстроходны. Шариковые радиальные и радиально-упорные подшипники быстроходнее роликовых, но менее грузоподъемны. Промышленностью выпускаются подшипники пяти классов точности (в порядке повышения точности: 0, 6, 5, 4, 2). При отсутствии особых требований к точности вращения применяют подшипники нормального класса точности 0. Быстроходность подшипников оценивают параметром dmn, где dm – диаметр окружности (рис. 76, а), проходящей через центры вращения тел качения (шариков, роликов); n – частота вращения кольца подшипника, об/мин. Для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников об/мин; для роликоподшипников – dmn  0,3106 ммоб/мин; для упорных шарикоподшипников – моб/мин. Подшипники качения изготавливаются из шарикоподшипниковых высокоуглеродистых хромистых сталей ШХ15 и ШХ15СГ. Твердость элементов подшипника по Роквеллу HRC 60 – 66. Основная причина выхода подшипника из строя – усталостное выкрашивание дорожек и тел качения из-за действия переменных контактных напряжений. Важнейшими характеристиками подшипников являются статическая и динамическая грузоподъемность: - статическая грузоподъёмность Со – допустимая нагрузка невращающегося подшипника, при которой остаточная деформация тел качения и колец не превышает 10-4dk (здесь dk – диаметр тел качения); - динамическая грузоподъемность С – условная радиальная нагрузка, которую подшипник может выдержать в течении базового числа оборотов 106. Долговечность (ресурс) подшипника в часах определяют по формуле  – показатель степени для шарикоподшипников, – для роликоподшипников; Р – эквивалентная (приведенная) нагрузка, рассчитываемая по формуле , (8.35) здесь X и Y – коэффициенты соответственно радиальной Fr и осевой Fa нагрузок; V – коэффициент вращения, V = 1 при вращении внутрен- 196 Эд МП РО Рисунок 77 Муфта Муфта него кольца, при вращении наружного кольца; kб - коэффициент безопасности, учитывающий влияние на долговечность подшипников характера внешних нагрузок (спокойная работа kб = 1; вибрация и умеренные толчки ; сильные удары ; kт – температурный коэффициент,  Выбор и расчет подшипника производится в несколько этапов: - исходя из диаметра вала d, условий эксплуатации, а так же значений действующей на подшипник радиальной Fr и осевой Fa нагрузки (реакции опор вала), частоты вращения n, по каталогу намечают тип подшипника; - в соответствии с формулой (8.35) вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку Р; - по этой нагрузке Р и требуемой долговечности (Lh)тр с помощью формулы (8.34) вычисляют требуемую динамическую грузоподъёмность Стр; - по диаметру d и динамической грузоподъёмности С по каталогу (C > Стр) выбирают соответствующий подшипник. Если тип подшипника определен заранее, из конструктивных соображений, то с учетом (8.35) по (8.34) проверяют его ресурс. Типовая конструкция подшипникового узла (рис. 76, л) включает несколько элементов: 1 – подшипник; 2 – крышку подшипникового узла (сквозная крышка имеет канавки – щелевое уплотнение); 3 – вал; 4 – болт с шайбой; 5 – корпус механизма (например, редуктора); 6 – мазеудерживающее кольцо. Установка подшипника на вал выполняется по посадкам с натягом (g6, k6, js6, m6, n6, k4 и др.), а в корпус механизма по посадкам с зазором или по переходным посадкам (
Читать дальше »

Большинство машин компонуют из отдельных агрегатов с входными и выходными валами. Такими агрегатами могут являться, например, электродвигатель (Эд), механическая передача (МП) и основной рабочий орган (РО) машины (рис. 77). Кинематическая и силовая связь между отдельными агрегатами машины осуществляется с помощью муфт. Длинные валы технических устройств по условиям технологии изготовления и сборки также приходится делать составными, соединяя их между собой с помощью муфт. 197 Таким образом, муфтами называют устройства, предназна- ченные для соединения валов между собой с целью передачи враща- тельного движения и крутящего момента. Муфты помимо основ- ных могут выполнять и ряд дополнительных функций, например, ком- пенсировать несоосность валов, амортизировать удары и толчки, сце- плять или расцеплять валы при ручном управлении или автоматиче- ски в процессе работы при изменении параметров движения и т.д. Из-за трудности обеспечения точности изготовления, сборки или конструктивных особенностей машинного агрегата соединяемые валы могут иметь различные виды несоосности, представленные в таблице. Обычно муфта состоит из двух частей – полумуфт. По виду физического взаимо- действия, возникающе- го между полумуфтами различают механиче- ские, гидродинамиче- ские и электромаг- нитные муфты. По- скольку в химическом машиностроении ис- пользуется большое количество механиче- ских муфт, то ниже рассматриваются только некоторые типы механические муфт. По характеру соединения валов муфты подразделяются на две группы и несколько подгрупп: 1) нерасцепляемые (постоянные) – ведущая и ведомая полумуфты соединены между собой постоянно, разъединяются только после разборки. К этой группе относятся: - глухие муфты – предназначены для соединения строго соос- ных валов (т.е. смещение осей не должно превышать 2?5 мкм); к данной подгруппе относятся втулочные (рис. 78, а, б), фланцевые (рис. 78, в), продольно-разъёмные (рис. 78, г) , продовольственные и др. муфты; - жесткие компенсирующие муфты – предназначены для соединения валов с различными видами несоосности (зубчатые (рис. 78, д), шарнирные (рис. 78, е), крестово-кулисные и др.) - упругие компенсирующие – предназначены для соединения валов с различными видами несоосности, и для амортизации Таблица. Виды несоосности валов Возможные смещения валов Схемы взаимного расположения валов Строго соосные валы Валы с продольным смещением  Валы с радиальным смещением осей  Валы с угловым смещением осей ? Валы с комбинированным смещением динамических нагрузок (упругие втулочно-пальцевые (рис. 78, ж), с упругой торообразной оболочкой и др.);  Установочный винт   сцепные – ведущая и ведомая полумуфты сцепляются и расцепляются как при остановке, так и во время работы (на ходу). К этой группе относятся: - управляемые – сцепление и расцепление полумуфт произво- дится оператором (фрикционные (рис. 78, з), кулачковые и др.); - самоуправляющиеся – сцепление и расцепление полумуфт производится автоматически при изменении заданного режима работы муфты (направление и скорость вращения, величина крутящего момента и т.п.); к данному типу муфт относятся (центробежные (рис. 78, и), предохранительные (рис. 78, б), обгонные и др.). Широко применяемые муфты нормализированы. Основными характеристиками каждой муфты является диаметры валов, для соединения которых предназначена муфта и величина расчетного крутящего момента в наиболее тяжелых условиях нагружения Тр = kТ, (8.36) где Т – крутящий момент, передаваемый муфтой при установившемся режиме работы (номинальный момент); – коэффициент динамичности или режима работы, учитывающий дополнительные динамические нагрузки на муфту (определяется по справочной литературе). Муфты подбираются по назначению, диаметру вала и расчетному крутящему моменту Тр. Для некоторых элементов муфт выполняют проверочные расчеты на прочность. Втулочные муфты (рис. 78, а, б) имеют самые малые габариты, просты по конструкции – передача момента осуществляется при помощи шпонок, например, сегментных (рис. 78, а) или при помощи конических 1 или цилиндрических 2 штифтов (рис. 78, б). Цилиндрические штифты со специально подобранными сечениями малых размеров могут выполнять функцию предохранительного элемента, разрушающегося при превышении определённой нагрузки – в этом случае муфта будет являться предохранительной. Шпонки и штифты рассчитываются на срез и смятие. Фланцевая муфта (рис. 78, в) может комплектоваться болтами, устанавливаемыми с зазором 4 и без зазора 3. Круглая шлицевая гайка 1 и стопорная шайба 2 предотвращают осевые смещения вала относительно муфты. Точность взаимного расположения полумуфт обеспечивается центрующим выступом диаметром Do. При передаче фланцевой муфтой крутящего момента Тр болты, установленные без зазора испытывают поперечную силу Fo и рассчитываются на срез – число болтов, установленных без зазора; dп – диаметр ненарезанной части болта. Болты фланцевой муфты, установленные с зазором, должны быть затянуты с таким усилием Fб, при котором сжатие полумуфт обеспечивает создание между торцевыми поверхностями полумуфт такой силы трения, при которой обеспечивается неподвижность полумуфт друг относительно друга , ,2 – коэффициент трения; z2 – число болтов, установленных с зазором. При этом болты испытывают действие растягивающей силы и момента, скручивающего болты. Таким образом, болты, установленные с зазором, образуют напряженное соединение (см. раздел 8.4) и рассчитываются по формуле где d1 – внутренний диаметр резьбы. В продольно-разъемной муфте (рис. 78, г) валы предварительно соединяются двумя вкладышами 3, которые фиксируются пружинными кольцами 4. При окончательной сборке полумуфты 1 стягиваются двумя кольцами 2 при помощи трех шпилек 5. Зубчатые муфты (рис. 78, д) применяются в высоконагруженных приводах для валов от 40 до 560 мм. Они допускают угловое смещение осей до  и определенное радиальное смещение. Муфта состоит из втулок 1 и 2 с внешними зубьями и двух обойм 3 и 4 с внутренними зубьями. Обоймы жестко соединены болтами. В обоймах имеются каналы для подачи высоковязкой смазки, для удержания которой и для герметизации внутренней полости муфты предусматриваются уплотнительные кольца 5. Шарнирная муфта (рис. 78, е) допускают работу при наибольших угловых смещениях соединяемых валов – до 45. Шарнирная муфта (кардан) состоит из двух полумуфт и промежуточного звена – крестовины 3. 201 Упругие втулочно-пальцевые муфты (рис. 78, ж) применяют для соединения валов диаметрами от 9 до 160 мм при вращающих моментах 6,3 – 16000 Нм. Момент между полумуфтами передается при помощи стальных пальцев снабженных гофрированными резиновыми втулками. Стальные пальцы проверяются на изгиб, а резиновые втулки на смятие) где dп – диаметр стального пальца;  - соответственно рабочая длина стального пальца и резиновой втулки. Фрикционная коническая муфта ) передает момент ме- жду полумуфтами 1 и 2 за счет фрикционной накладки 3, после перемещения прижатия подвижной полумуфты 2 к полумуфте 1. Самоуправляемая центробежная муфта прямого действия (рис. 78, и) используется для автоматического сцепления полумуфт при помощи колодок 3. При определенной скорости вращения полу- муфты 1, центробежные силы, действующие на колодки 3, преодолевают силы упругости пружины 4. Колодки прижимаются к полумуфте 2, и тем самым передают вращение с одной полумуфты на другую.
Читать дальше »

Материальное производство базируется на использовании раз- личных технических устройств, в том числе различных машин и механизмов. Машина – это устройство, преобразующее энергию с целью совершения полезной работы. Машины бывают энергетическими (различного рода двигатели) и рабочими (технологические, испытательные, транспортные и др.). Кинематической основой машин и многих других технических устройств являются механизмы. Механизм – система твёрдых тел, преобразующее движение одного или нескольких тел в требуемое движение других тел. Механизм – часть машины, в которой рабочий процесс реализуется путем выполнения определённых движений. В рабочей машине при помощи механизма механическая энергия (мощ- ность) передается от двигателя к рабочему органу с преобразованием параметров движения (перемещения, скорости, ускорения), законов 202 движения (вращательное, поступательное, винтовое и др.) и силовых параметров (сил, моментов сил). Если в преобразовании движения участвуют как твердые тела, так и жидкие или газообразные среды, то механизм называется соответственно гидравлическим или пневматическим. Однотипные механизмы используются в самых различных по назначению машинах. Элементарной частью механизма является звено. Звено – это одно или несколько неподвижно соединенных между собою тел, т.е. звено может состоять из одной или нескольких неподвижно соединенных деталей. Неподвижное звено, т.е. звено, не совершающее никаких движений, называется стойкой (станиной). Звено, которому задан закон движения (перемещение, скорость, ускорение), называется начальным (ведущим). Положение других звеньев определяется размерами звеньев механизма и координатой начального звена относительно стойки, эта координата называется обобщенной координатой механизма. Число независимых обобщенных координат, однозначно определяющих положение всех звеньев механизма относительно стойки, называется числом степеней свободы механизма (или подвижностью механизма). Выходным звеном называется звено, совершающее движение, которое соответствует назначению данного механизма. Подвижное соединение двух звеньев именуют кинематической парой, а всю совокупность поверхностей, линий и отдельных точек звена, по которым оно соприкасается с другим звеном, - элементом кинематической пары. Кинематические пары классифицируются по следующим четырем признакам: 1. По относительному движению звеньев, образующих кинематическую пару ( вращательные, поступательные, винтовые и т. д.). 2. По характеру соприкосновения звеньев. Пару называют низшей, если элементы кинематической пары соприкасаются по поверхности, и высшей, если только по линиям или в точках. 3. По способу замыкания кинематической пары. По этому признаку различают пары с геометрическим и силовым замыканием. 4. По числу связей (ограничений), наложенных на движение одного звена пары относительно другого. Число связей определяет, какие из шести перемещений одного звена относительно другого в данной паре невозможны. Число связей совпадает с классом кинематической пары, которые приведены в таблице. Отсюда следует, что пара 5-го класса является одноподвижной, пара 4-го класса – двухподвижной и т. д. В зависимости от характера движения относительно стойки и конструктивного оформления звенья механизмов имеют следующие названия: 203 кривошип – звено, которое может совершать полный оборот вокруг неподвижной оси; коромысло - звено, которое может совершать только неполный оборот вокруг неподвижной оси; ползун – звено, образующее поступательную пару со стойкой; шатун – звено, не образующее кинематической пары со стойкой и совершающее сложное движение; кулиса – звено, вращающееся вокруг неподвижной оси и образующее с другим подвижным звеном поступательную пару; камень – звено, составляющее поступательную кинематическую пару с кулисой; кулачок – звено, которое включает элемент высшей пары, выполненный в виде поверхности переменной кривизны; соответственно механизм, в состав которого входит кулачок, называется кулачковым механизмом; толкатель – ведомое звено в кулачковом механизме; зубчатое колесо – вращающееся звено, имеющее замкнутый зубчатый контур; соответственно механизм, в состав которого входит зубчатое колесо, называется зубчатым механизмом. На схемах звенья и кинематические пары изображаются максимально упрощенно. Последовательность звеньев, связанных между собой кинематическими парами, составляет кинематическую цепь. Если все звенья кинематической цепи перемещаются в одной плоскости или в нескольких параллельных между собой плоскостях, то кинематическую цепь называют плоской. В противном случае говорят, что звенья механизма образуют пространственную кинематическую цепь. Таблица. Классы кинематических пар Тело в пространстве Шар на плоскости Цилиндр на плоскости Шар во втулке Цилиндр в направляю- щих Призма в направляю- щих Число ограничений 0 1 2 3 4 5 Класс кинематической пары - 1 2 3 4 5 204 Таблица. Типовые звенья и кинематические пары плоских механизмов Звенья Кинематические пары 4-го и 5-го классов Схема Название Схема Число ограничений Класс пары Вид движения Высшая, низшая Стойка 5 5 Вращат ельное Низшая Рычаг, шатун, кривошип, кулиса, коромысло, тяга Ползун, камень 5 5 Поступа тельное Низшая Кулиса, поводок 5 5 Винтовое Низшая Винт Гайка 4 4 Сложное Высшая Зубчатое колесо 4 4 Сложное Высшая Зубчатая рейка 4 4 Сложное Высшая 4 4 Сложное Высшая Ролик (каток) 4 4 Сложное Высшая Толкатель 4 4 Сложное Высшая 4 4 Сложное Высшая Кулачок 4 4 Сложное Высшая 205 Кинематическую цепь называют замкнутой, если ее звенья образуют один или несколько замкнутых контуров, и – незамкнутой, если звенья цепи не образуют замкнутого контура. Звенья плоских кинематических цепей соединяются кинематическими парами 5-го и 4- го классов. Кинематические пары 1-го, 2-го и 3-го классов не могут быть реализованы на плоскости. Пространственные кинематические цепи используются при создании манипуляторов и роботов. Манипулятор – механизм, совершающий движения подобные движению человеческой руки. Робот – манипулятор, оснащенный автоматической системой управления. Промышленные манипуляторы и роботы имеют, обычно, четыре – пять степенями свободы (для сравнения: человеческая рука обладает примерно пятьюдесятью степенями свободы). Структурной схемой механизма называется условное, без указания размеров, графическое изображение механизма, на котором показаны стойка, все подвижные звенья механизма, все кинематические пары и их взаимное расположение. Существующие типы механизмов делятся на плоские и про- странственные. Плоским называют механизм, все подвижные звенья которого совершают движение в одной или нескольких параллельных плоскостях. Все остальные механизмы относятся к пространственным. Большинство существующих механизмов является плоскими. Для определения числа степеней свободы механизма необхо- димо определить число подвижных звеньев, а также число кинематических пар каждого класса. Рассматривая зубчатое зацепление, следует иметь в виду, что кинематическую пару составляют два зуба, которые могут, как перекатываться друг по другу без скольжения, так и скользить друг по другу без качения. Таким образом, эта пара имеет два независимых движения, что соответствует 4-ому классу. Число степеней свободы пространственных кинематических цепей и механизмов определяют по формуле Сомова-Малышева (8.43), а плоских – по формуле Чебышева (8.44) W = 6n – 1P1 – 2P2 – 3P3 – 4P4 – 5P5 , (8.43) W = 3n – 2P5 – P4 , (8.44) где n – число подвижных звеньев; Pi – число кинематических пар i-го класса. Наиболее полное представление о разнообразии элементарных механизмов, применяющихся в технических устройствах, позволяет получить их классификация по конструктивному признаку. К группе рычажных плоских механизмов относятся синусные (рис. 79, а), тангенсе (рис. 79, б), кривошипные (рис. 79, в), шарнирные (рис. 79, г), кулисные с вращающейся кулисой (рис. 79, 206 д) и с поступательно движущейся кулисой (рис. 79, е), поводковые (рис. 79, ж). В комбинации эти механизмы обеспечивают необходимые движения рабочих органов технологических машин (насосов, компрессоров, грохотов, дробилок и т.д.). Отдельную группу составляют винтовые механизмы (рис. 79, з), которые широко используются, например, в конструкциях прессов, испытательных машин, подъемников, винтовых транспортеров и т.д. Большую группу механизмов образуют механические передачи. Механической передачей называют механизм, преобразующий только вращательное движение. В зависимости от способа передачи движения различают передачи зацеплением и передачи трением (фрикци- 1 – кривошип; 2 – шатун; 3 – ползун; 4 – коромысло; 5 – кулиса; 6 – камень; 7 – червяк; 8 – червячное колесо; 9 – мальтийский крест; 10 – замыкающий сектор; 11 –храповое колесо; 12 - собачка; 13 – рычаг; 14 – шкив; 15 – ремень; 16 – лента (трос); 17 – ролик; 18 – звездочка; 19 – цепь.  К передачам зацеплением относятся зубчатые передачи , червячные передачи. Фрикционные передачи могут быть с постоянным (рис. 79, м) и с плавно изменяющимся передаточ- ным отношением (рис. 79, н). Зубчато-реечные механизмы (рис. 79, к) преобразуют поступательное движение во вращательное и наоборот. Движение в механических передачах может передаваться через промежуточное звено – гибкую связь. К передачам зацеплением с гибкой связью относятся цепные передачи К передачам трением с гибким звеном относятся ременные передачи (рис. 79, т). Разновидность ременных передач являются ленточные передачи (рис. 79, у), предназначенные для реализации ограниченного возвратно-вращательного движения. Большое распространение в промышленной автоматике получили кулачковые механизмы. Эти механизмы могут иметь всего два подвижных звена и обеспечивать при этом движение ведомых звеньев по самым сложным законам (рис. 79, р, с). В ряде случаев рабочий орган технологической машины должен совершать прерывистые движения. Такие движения могут быть реализованы как кулачковыми так и мальтийскими  и храповыми механизмами
Читать дальше »

Для приведения в действие машин и механизмов технологиче- ского оборудования используются устройства, которые называются приводами. Привод состоит из двигателя, механической передачи, и аппаратуры управления. Двигатель преобразует электрическую энер- гию в механическую энергию вращающегося вала. Скорость вращения вала электродвигателя обычно составляет 75, 100, 150 или 300 р/с (при высоких КПД – от 60 до 95%). Механическая передача согласует параметры стандартного электродвигателя (скорость вращения  и момент Т на валу) с аналогичными параметрами рабочего органа мА- шины (механизма) и передает движение на определенное расстояние. Скорость вращения вала рабочего органа в зависимости от назначения машины или аппарата может находиться в очень широких пределах – приблизительно от 0,1 р/с до 104 р/с, и соответственно, не совпадать со стандартными частотами вращения вала двигателя. В зависимости от типа и назначения технологического агрегата его привод может быть простым (рис. 80,а), т.е. содержать какую-либо одну механическую передачу (МП), или быть комбинированным (рис. 80,б), т.е. содержать несколько соединенных друг с другом пере- дач, установленных на единой станине. Передачи, т.е. механизмы, преобразующие вращательное движение, могут быть открытыми или закрытыми. Закрытая передача (обычно это зубчатая или червячная передача) находится в специальном корпусе, в котором обеспечива необходимый режим смазки элементов передачи, а открытая передача специального герметичного корпуса не имеет. Открытыми передачами могут быть зубчатые, фрикционные, ременные, цепные передачи. Основными параметрами привода является передаваемая мощность, скорости вращения входного и выходного валов, коэффициент полезного действия , взаимное расположение валов. Важнейшим энергетическим параметром любой передачи (рис. 80) является коэффициент полезного действия – отношение полезной мощности (мощности на выходе Nвых) к затраченной мощности (мощности на входе Nвх) Для случая вращательного движения мощность выражается через момент на валу Т и угловую скорость вала . (8.47) Комбинируя выражения (8.42) и (8.43), получим закон передачи момент где i – передаточное отношение. Выражение (8.49) для передаточного отношения иногда называют законом передачи скорости. Если i > 1, то передача называется понижающей, т.к. скорость на выходевых будет меньше, чем на входе вх. Если i < 1, то передача называется повышающей . Если же i = 1, то передачу называют прямой. Из закона передачи момента следует, что в понижающей передаче (i > 1) уменьшение скорости вращения сопровождается увеличением крутящего момента, примерно в i раз (если не учитывать величину КПД). Общее передаточное отношение комбинированной передачи (привода) iпр равно произведению передаточных отношений ii механических передач, составляющих данный привод. Например, если привод включает в себя n последовательно соединенных механических передач, то Численное значение передаточного отношения привода может быть определено, если известна скорость вращения вала рабочего органа вых и вала электродвигателя вх (электродвигатель предварительно подбирается по величине передаваемой мощности) Передаточные отношения механических передач, входящих в привод определяются из условия минимальных габаритов и массы по рекомендациям, приводимым в технической литературе (см. приложение). Открытые передачи, как правило, одноступенчатые, а закрытые понижающие зубчатые передачи (редукторы) могут быть одно-, двух- и 210 трех ступенчатыми. Многоступенчатые зубчатые передачи в виде рядов зубчатых колёс позволяют получить большие передаточные отношения. Применительно к приводу, состоящему из нескольких передач, (рис. 80, б) общий коэффициент полезного действия привода – произведение КПД отдельных передач Закон передачи момента (8.48) для комбинированной передачи (привода) имеет вид
Читать дальше »