Реферат: Вопросы на экзамен по ДМ (детали машин)

Основные понятия и определения:

1 изделия – любой предмет или набор предметов производ­ства изготовляемого предприятием.

2 деталь – изделия изготовленного по наименованию и марки материала без применения сборочной операции.

3 сборочная единица – изделие составные части которого подлежат соединению м/у собой сборочными операциями

4 узел – сборочная единица которая может выполнять опре­делённую ф-цию в изделиях одного назначения только совме­стно с другими частями.

5 агрегат – сборочная единица обладающая полной взаимоза­меняемостью и способна выполнять определённую функцию в изделии или самостоятельно

6 машина – мех устройство предназначена для выполнения полезной работы

По характеру машины делятся на три группы

1 машины – двигатели; преобразующие тот или иной вид энергии в механическую работу (ДВС, турбина и т. д.)

2 машины – преобразователи (генераторы) преобразующие мех энергию в другой вид энергии (компрессор, турбина).

3 машины орудия (рабочая машина) использующая мех энер­гию для выполнения технологического процесса

Общая классификация д.м

Состоит из трёх размеров: 1) соединения 2) механические передачи 3) детали и узлы передач

соединения классиф на разъёмные и неразъемные.

Разъёмные наз соединения допускающие разборку и после­дующую сборку без нарушения работоспособности входящих в соединение деталей: резьбовые, шлицевые.

Неразъёмные наз. соединения не допускающие разборку без повреждения детали или их элементов: заклёпочные, соед с натягом.

Классификация мех-их передач

1 по принципу передачи движения

а) передачи зацепления: зубчатые, червячные, цепные.

б) передачи трением: фрикционные, ременные

2 по способу соединения деталей передач

а) передача с непосредственным контактом

б) передача с гибкой связью (цепные, ременные)

Основные критерии работоспособности и расчёта деталей машин. Общие сведения.

Работоспособность – состояние объекта при котором спосо­бен выполнять заданные функции сохраняя значения заданных параметров в пределах установленной техническо-нормативных документаций.

Основные критерии работоспособности д.м. является:

Прочность, жёсткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

При конструирование д.м. расчёт ведут обычно по одному или двум критериям, остальные критерии удовлетворяются заведомо или не имеют практического значения рассматриваемой детали.

Прочность – критерии работоспособности и расчёта деталей машин.

Прочность – способность детали сопротивляться разрушению

Прочность оценивается нескольким способами:

а) по доп. напряжению

σ<=[σ] τ<=[τ] σ_экв <=[σ]

б) по коэф. запаса прочности

S_σ =σ_пред /σ >=[S]_σ S_τ =τ_пред /τ >=[S]_τ

в) по вероятности безотказной работы

Жёсткость

Способность детали сопротивляться изменению формы под действием приложенных нагрузок наз. жёсткость

f<=[f] φ<=[φ]

f и [f] прогибы и доп прогибы

φ и [φ] углы поворота и доп углы поворота

Понятие критерии жёсткости входят устойчивость – критерий работоспособности длинных и тонких стержней, а также тонких пластин подвергающихся сжатию продольными силами и оболочек испытывающих внешнее давление.

Износостойкость

Сопротивление д.м. изнашиванию наз износостойкость

Изнашивание – разрушение поверхностных слоёв при трении; уменьшение размеров сечения, изменение состояние поверхности.

Виды:

1 механическая – основным является абразивная

2 малекулярно-механическая – изнашивание при схватывании которое происходит в следствии малек сил взаимодействии трущихся поверхностей с незначительной твёрдостью

3 Коррозионно-механический – при котором мех изнашивания сопровождается хим и электрохимическим взаимодействием материала со средой

4 Коррозионно-механическая при котором изнашивание пов-тей происходит под действием быстродвижущихся окружающих сред.

Меры уменьшения изнашивания: хорошая смазываемость, увел твёрдости поверхности, правильно выбор материала трущейся пары.

Пути экономии материала при проектирования.

1 выбор оптимальной схемы машины или узла

2 уточнение расчётов, снижение коэф запаса прочности

3 выбор оптимальных типов деталей и конструктивных исполнений

4Выбор оптимальных параметров деталей и агрегатов (расчётных скоростей, основных конструктивных соотношений и т.д.) т.к. размеры деталей определяется величенной передаваемого момента, а не мощностью.

Р=Т *ω τ =Т/W_р <=[τ]

5 выбор оптимальных материалов и термической обработки применение поверхностных упрочнений биметаллических изделий

6 применение метало сберегающих технологий изготовления деталей.

Выбор материала

Три критерия выбора материала

1 эксплутационный – материал должен удовлетворять условиям работы

2 технологический – материал должен удовлетворять возможности изготовлении детали при выбранном технологическом процессе

3 экономический материал должен быть выгодным с точки зрения стоимости детали

Общие сведения о сварных соединениях

Сварные соединения – неразъёмные соед основанные на использование сил молекулярно-механические сцепления и получаемые путём местного нагрева кромок деталей до расплавленного (сварка плавлением) или пластического состояния с последующим применением механической силы (контактная).

В соответствии со способом разогрева кромок соед деталей различают три сварки: газовая; эл-дуговая; лазерная , плазменная и т.д.

Достоинства:

1 достаточно высокая прочность особенно при статических нагрузках. 2 хорошая технологичность процесса сварки. 3 возможность автоматизации процесса сварки. 4 достаточно высокая герметичность соединения. 5 экономия материала

Недостатки:

1 остаточные напряжения. 2 коробление конструкций. 3 образование различных дефектов сварного шва (не провар, шлаковые включения, подрез) которые в значительной степени могут устранены автоматизацией процесса сварки.

Сварные соединения по взаимному расположению соединяемых элементов подразделяются : а) стыковые

б) нахлёсточные в) тавровые г) угловые.

Расчёт сварных швов на прочность.

Стыковые сварные швы рассчитывают по расчётному сечению соединяемых эл-тов деталей без учёта усиления швов, швы с усилением применять не рекомендуется.

При совместном действии на стыковой шов изгибающего момента и растягивающий (сжимающей) силы.

σ = M / W_c + F / A <=[ σ΄ ] _p

где W_c =S*l² /6 –осевой момент расчётного шва

A=S*l – площадь шва

[σ΄]_p - допускаемое напряжения сварного шва

Угловые швы рассчитывают на срез по расчётному сечению расположенного в плоскости биссектрисы прямого угла поперечного сечения шва.

При расчёте сварных конструкций допускаемое напряжение материала сварных швов при статических нагрузках принимают в зависимости от вида сварки, напряжённого состояния шва и от допускаемого напряжения на растяжение материала свариваемых деталей.

При переменных напряжениях в сварных швах допускаемые напряжения понижают умножением на γ.

где R – коэф ассиметрии цикла

К_эф – эффективный коэф концентрации напряжения сварных швов

a и b коэф (табулированы от марки материала)

Тавровое сварное соединение выполненное с разделкой кромок деталей или с глубоким приплавлением кромок деталей рассчитывают как стыковой шов, а без разделки как угловой шов.

Общие сведения и расчёт на прочность паяных соединений

Паяные соединения это неразъёмные соед обеспеченные силами молекулярными воздействиями м/у соед деталями и припоем

Отличие : отсутствие высоко температурного нагрева и расплавляемых деталей, что устраняет коробление и позволяет соединять детали с тонкостенными элементами

Припой - сплав или материал вводимый в расплавленном состоянии в зазор м/у соединяемыми элементами деталей.

Припои должны быть легкоплавкими, хорошо смачивать соединяемые поверхности, обладать прочностью, пластичностью, непроницаемостью.

Типы паянных соединений: в нахлёстку, телескопический, встык, вскок, втавр, соприкасающийся.

Расчёт на прочность для стыковых

Условие прочности σ = F / A <=[σ΄] _p

Где А – площадь A=S*B

[σ΄]_p – допускаемое напряжение материала паяного шва

τ = F / A <= [τ΄]_ср А= l * B

Общие сведения о клеевых соединений

Клеевые соединения – неразъёмные соединения деталей клеящим веществом за счёт сил поверхностного схватывания (отгезией) и внутренней межмолекулярной связей (кагезией) клеюшим слоем.

Достоинства:

1 возможность соединения деталей из разного материала

2 соединение очень тонких листов не подвергающиеся сварки и пайки

3 герметичность

4 высококоррозионная стойкость

5 пониженная концентрация напряжений

6 небольшая масса

Недостатки:

1 сравнительно невысокая прочность особенно при неравномерном отрыве, что накладывают требования на конструкцию

2 ограниченная теплостойкость

3 снижение прочности с течением времени (старение)

4 высокие требования технологии производства соединения

Виды: нахлёсточные, стыковые по косому срезу, с накладками

Общие сведения о соединениях деталей с натягом.

Соединение с натягом это условное неразъёмное соединения которые широко используется в конструкции машин, для передач вращающего момента от вала к ступицы детали или наоборот .

Достоинства: 1 простота конструкций 2 хорошее центрирование соед деталей 3 восприятие значительных статических и динамических нагрузок.

Недостатки: 1 монтаж и демонтаж соединении требует дополнительных соединений 2 как правило уменьшение натяга соед деталей и повреждение их сопрягаемых поверхностей при разборки и последующей сборки 3 требование повышенной точности изготовления детали при одновременной пониженной шероховатости сопрягаемых поверхностей.

Определение величины натяга и выбор посадки соединения детали с натягом

Необходимая величина натяга обеспечивается удельнчм давлением в сопряжении и как следствие силами трения

Где S - коэф запаса сцепления

F_тр =fN=fπdDl

N – сила нормального давления f – коэф трения

Тогда требуемое удельное давление на поверхности сопряжения для обеспечения работоспособности (отсутствие относительного смещения сопрягаемых деталей)

удельное давление на посадочных поверхностях деталей соединения связано с номинальным расчётным натягом N_р и диаметром сопряжённых поверхностей d зависимостью Ляли

где Е₁ , Е₂ ; М₁ , М₂ – соответственно модули нормальной упругости и коэф Пуассона материалов охватывающий и охватываемой детали

С₁ , С₂ – коэф жёсткости

Минимальный тредуемый натяг обеспечения работоспособности соединения равен:

N΄_min = N_P +U_R +U_t +U_V

где U_{R – поправка на обмятие микронеровностей призапресовки}

U_t – поправка на температурную деформацию

U_V – поправка учитывающая действие центробежных сил

Максимально возможный натяг в соединении ограничивается условием отсутствия для охватывающей и охватываемой детали

- предел текучести материала охватывающей и охватываемой детали

По минимально требуемому натяг с учётом max возможного натяга по таблице предельных натягов с учётом диаметра сопряжения выбирают посадку в соединении.

Способы образования соединения с натягом

При сборке, разборки соед с натягом используют один из способов: запрессовка; нагрев охватывающей детали; охлаждение охватываемой, гидрозапресовка.

Запрессовка : простейший высокопроизводительный способ, обеспечивающий возможность контроля силы запрессовки. Способ связан с разрушением сопряжённых поверхностей и затрудняющие применения покрытия.

Нагрев охватывающей детали: способ обеспечивает повышение прочности сцепления более чем в 1,5 раза по сравнению с запрессовкой.

Недостатки: возможность изменения структуры металлов, появление окалины и коробления.

Охлаждение охватываемой детали: способ преимущественно применяется для соед деталей небольших габаритов.

Крепёжные детали. Методы изготовления резьб

Болт – крепёжное изделие в форме стержня с наруж резьбой на одном конце и головкой на другом. Образующее соединение при помощи гайки или резьбового отверстия в одном из соединяемых изделий. Форма головки болта позволяет при монтаже для передачи крутящего момента захватывать её инструментом с наружи или имеет квадрат. подголовок или ус.

Винт – крепёжное изделие для образования соединения или фиксации, выполненное в форме стержня с резьбой на одном конце и с конструктивным элементом для передачи крутящего момента на другом, который может быть выполнен в виде головки с накатом ,головки со шлицем.

Методы изготовления резьбы

1 нарезка вручную 2 нарезка на токарно-виноторезных и спец станках 3 фрезерование на спец резьбофрезерных станках 4 накаткой на спец резьбонакатных станках автоматах 5 литьём на деталях из стекла, пластмассы, металлокерамики 6 выдавливанием на тонкостенных изделиях из жести, пластмассы.

Силовое отношение в винтовой паре при завинчивание, самоторможение в винтовой паре.

Рассмотрим усилия возникающие в винтовой паре пи завинчивании.

Рассмотрим элемент гайки нагруженной внешней осевой силой F_а и равномерно вращающейся под действием силы F_т приложенной к окружности диаметра резьбы. Т.к. элемент гайка находится в равновесии то F_t =F_a *tg(φ+ψ) это соотношение справедливо для прямоугольной резьбы

Чтобы гайка или винт не отвинчивались без торможения необходимо обеспечить условия самоторможения. Необходимо чтобы момент в резьбе был больше нуля.

Момент завинчивания и КПД винтовой пары.

Для затяжки резьбового соединения необходимо приложить

момент завинчивания Тзав=Fкл*Lкл ; Lкл=15d

При затяжке резьбового соединения Тзав расходится на преодоление моментов сил трения резьбы Тр и на опорной поверхности гайки Тm Тзав= Тр+Тm

Сила трения Трез=1/2*Fзат*d₂ =Fзат*d₂ *tg(φ+ψ)

На опорной поверхности

d₂ – внутренний диаметр Тm=1/2Fзат*f *(Pd₀ /2)

КПД винтовой пары представляет главным образом для механизмов с резьбами, для передачи движения

η=(F_d *l*sinψ)/(F_T *l*cosψ)=tgψ/tg(φ΄+ψ )

η – отношение полезной работы к затраченной

tgψ=P/π*d₂ =nP/πd₂

Общие сведения о шпоночных соединениях. Расчёт на прочность.

Шп соединения это разъёмные соединения которые используются в конструкциях машин для передачи крутящего момента от вала к ступицы и наоборот.

Типы: призматические , сигментные, климовые, тангенциальные, шпонка штифт,

Шп соед могут быть: а) ненапряжённые (призматические, сигментные); б) напряжённые (климовые, тангенциальные, шпонка штифт)

Достоинства: 1 простота конструкций 2 относительно невысокая стоимость 3 удобства сборки и разборки.

Недостатки: 1 трудность взаимозаменяемости 2 снижение прочности сопряженных деталей 3 не рекомендуется применение для быстровращающихся валов

Условие прочности:

Общие сведения о шлицевых соединениях. Способы центрирования. Расчёт на прочность.

Шл соед – разъемные соединения предназначены для передачи вращающего момента от ступицы к валу и наоборот.

Достоинства: 1 значительно большая нагр способность при одинаковых габаритах 2 взаимозаменяемость 3 лучшее центрирование деталей 4 высокая надёжность при переменных и реверсивных нагрузках 5отсутствие диз баланса, что важно для быстровращающихся деталей 6 выигрыш в осевых размерах.

Недостатки: 1 более сложная технология изготовления 2 более высокая стоимость

Способы центрирования: 1 по наружному диаметру 2 по внутреннему диаметру 3 по боковым поверхностям зубьев.

Основным критерием работоспособности зуб соед явл смятие

Условие прочности:

σ_см =(2Т/d_ср Zhlψ)<=[σ]_см

где Т – вращающий момент; d_cp – средний диаметр по высоте зуба ; Z – число зубьев; h – раб высота зуба; l – длина соединения ; ψ – 0,7-0,8 коэф неравномерности распределения нагрузки м/у зубьями

d_ср = (D+d)/2 h=(D-d)/2-2f

Общие сведения о профильных соединениях.

Проф. наз. разъёмные соед в которых контакт ступицы и вала осуществляется по гладкой некруглой поверхности.

Раб поверхности проф. сод образованы циклоистными кривыми, если раб поверх граней являются прямыми то соединение наз призматическими.

Достоинства: отсутствие источников концентрации напряжения, обусловленных формой поперечного сечения

Недостатки: основной недостаток сложность изготовления и ремонта.

Общие сведения о штифтовых соединениях.

Шт соед наз соед составных частей изделия с применением штифтов.

Применяют для точного фиксирования одной детали относительно другой (крышки редуктора отн корпуса), а также для передачи небольших нагрузок в приборостроении.

Применяют также специальные срезывающие штифты служащие предохранительным элементом.

Достоинства: простота конструкций; технологичность; низкая стоимость.

Недостатки: ослабление детали отверстия; концентрация напряжения.

По форме штифты: цилиндрические; конические.

Те и другие могут быть гладкими, пружинными, просегными.

Общие сведения о зубчатых передачах

Зуб передачи – механизм, который с помощью зуб зацеплений передаёт и (или) преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов.

Зуб передачи и колеса классифицируют:

По взаимному расположению осей колеса: 1 с параллельными осями (цилиндрические передачи) 2 с пересекающимися осями (коническая) 3 со скрещивающимися (винтовые)

По конструктивному исполнению: 1 открытые 2 закрытые

По числу степеней: 1 одноступенчатые 2 многоступенчатые

По окружной скорости: 1 тихоходные (V<= 3 м/с) 2 среднескоростные (V=3…15 м/с) 3 быстроходные V>15 м/с)

По расположению зубьев относительно образующих колёс: 1 прямозубые 2 косозубые 3 шевронные 4 с криволин. Зубом

По форме профиля зуба: с эволентными зубьями 2 с неэволен.

По расположению зубьев в передачах и колёсах: 1 внешняя

2 внутренняя

По степени точности зацепления: стандартом предусмотрено 12 степеней точности, с увеличением цифры точность падает.

Достоинства: 1 малые габариты 2 высокий КПД 3 большая нагрузочная способность и надёжность работы 4 простота обслуживания.

Недостатки: 1 высокие требования к точности изготовления и монтажа 2 шум при работе со значительными скоростями 3 зуб передача не предохраняет машину от возможных перегрузок

Краткие сведения о геометрии и кинематики зубчатых цилиндрических передач.

Основным кинем условием которые должны удовлетворять профиля зубьев явл постоянство мгновенного передаточного отношения передач (эволента, циклоида, окружность) из всего многообразия сопряженных профилей зубьев наиболее распространены эволентные, которые допускают возможность изменения в некоторых пределах межосевого расстояния без нарушения правильности зацепления.

Одноступенчатая зуб передача состоит из двух зуб колёс ведущего и ведомого, меньшая из пары колёс наз. шестерней, большая зуб колесом.

Параметры шестерни 1, параметр зуб колеса 2

Кроме того различают индексы: ω – к начальной окружности b – к основной окр a – к окр вершин f – к окр и параметр впадин

h= h_a +h_а h_a =h*_a ×m h_f =( h*_a +C)m

Угол наклонной линии зуба

P_t =P_n /cosβm_t =m_n /cosβm_t =P_t /π

Для пары колес зацепления модули должны быть одинаковыми.

Модули стандартизованы и принимают из дискретного ряда предпочтительных чисел, для косозубых цилиндр колёс стандартным принимают нормальный модудь.

d=Zm/cosβ d_a =d+2h_a d_f =d-2h_f

Основными кинемат хар-ками зуб зацепление явл передаточное отношение и коэф торцового перекрытия ε_α

ε_α =Z₂ /Z₁ =d₂ /d₁ =ω₁ /ω₂ =n₁ /n₂ ε_α =φ_α /τ

где φ_α - угол поворота зуб колеса от входа в зацепления торцевого профиля зуба до его выхода из зацепления

τ – угловой шаг τ=360/t

Силы в зацепление цилиндрических зубчатых передач.

Элементарной силы давления одного колеса на другое распределены по длине контактных линий зубьев и направлены по нормали к соприкасающимися поверхностями Действие этого распределённого давления статически эквивалентна действию сосредоточенной в точке F_n силы. Для последующих расчётов валов и опор данную силу удобно разложить на 3 ортогональных составляющих.

F_t – окружная сила лежащая в плоскости вращения по касательной к делительной (нормальной) окр.

F₂ – радиальная сила в плоскости вращения и направлена по радиусу к центру вращения

F_a – осевая сила направлена ׀׀ оси вращения .

Рассмотрим цилиндр передачу без смещения.

F_t =2T/dd – делительный диаметр

F₂ =F_t tgα/cosβα=20º угол профиля β – наклон линии зуба

F_a =F_t tgβ F_n =F_t /cosα cosβ

Основы расчёта зубьев цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность.

С учётом всех аналитических зависимостей и подставляя их в формулу Герца получаем основную формулу зуб пер на контактную прочность.

Где Z_e – коэф учитывающий мех св-ва матер. шестерни и кол

Z_ε – коэф учитывающий суммарную длину контактных линий

Z_n – коэф учитывающий форму сопряжённых пов-тей зубьев

K_n – коэф нагрузки F_t –окружная сила i–передаточ отношение

d₁ – делительный ø шестерни b_w – ширина зубчатого венца

На основании данной основной формулы с учётом следующих допущений: Е₁ =Е₂ =2,1*10⁵ М₁ =М₂ =0,3 ε_α =1,6 β=10º

Передача без смещения: x₁ +x₂ =0 получим формулу проектировочного расчёта

Где Ка=49,5 для прямозуб колёс Ка=43 для косозуб клёс

Т₂ – момент на ведомом валу Н/мм ψ_ba – коэф ширины венца по межосевому расстоянию

Виды повреждения зубчатых колёс.

Появление значительного и черезмерного нагрева свидетельствует о недостатках в работе передач связанной с её конструкцией, изготовлением, неправильного выбора смазочного материала, или возможными повреждениями зубьев.

Виды повреждения зубьев: 1 их поломка 2 усталостное выкрашивание и абразивный износ поверхности 3 заедание

4 повреждение торцов зубьев 5 пластическое течение материалов.

КПД зуб передач

Потери мощности в зуб передачах складывается из потерь:

Трения зацепления; на разбрызгивание масла; в опорах

η=1-(ψ_з + ψ_р + ψ_оп )= η_з η_р η_сп

Потери в зацеплении растут с увеличением шероховатости пов-ти, с уменьшением вязкости, и с уменьшением скорости.

Потери на размешивание и разбрызгивание масла растут с увеличением вязкости масла, окружной скорости , ширины колёс, глубины погружения.

Общие сведения о червячных передачах.

Черв передача относятся к передачи зацепления с перекрещивающими осями.

Состоит из червяка и червячного колеса.

Достоинства: а) возможность получения большого передаточного отношения в одной ступице б) плавность и бесшумность работы в) возможность выполнения самотормозящейся пары г)компактность и сравнительно небольшая масса.

Недостатки: а) низкий КПД от 0,7 до 0,85, а в самотормозящихся парах до 0,5 б) необходимость применения для венца колеса дорогостоящих антифр материалов в) значительное тепловыделение.

Ч.п. классифицируется:

По форме поверхности червяка: цилиндрические, глобоидные

По форме профиля витка резьбы: с прямолинейным профилем, с криволинейным профилям