dm_lektsii

28

27. Особенности расчета соединений при эксцентричном нагружении резьбового стержня непараллельности опорных поверхностей.

σи = МW ; M = EIy′′, где y′′ =1ρ

L = ρα ρ = Lα y′′ =αL

σи = πd 4α3264Lπd13 = (Eαd2L)(dd1 )3

Даже маленький перекос создает большие напряжения. Экцсентрич нагруж может значит-но уменьшать прочность болтов.

29

28. Силовые соотношения в напряжённом резьбовом соединении. Коэффициент основной нагрузки.

НРС – соединения, кот. затянуты до приложения внеш. осевой силы. 1) Соед. не затянуто (F0 = 0, F = 0 ) 2) Соед. затянуто, но внеш.

нагрузки нет (F0	≠ 0, F = 0 ) 3) F0		≠ 0, F ≠ 0 .
Б0	Б
		Ф	F	F
	F		Б
1	0
				F
2				СТ
	F		F
Ф0	0		Б

δФ0 - деф-я фланца под действием силы затяжки F0

δБ0 - деф-я болта под действием силы затяжки F0

∆Ф - деф-я фланца; ∆Б - деф-я болта

1. FБ = FСТ + F − ∑Fi = 0

статич. неопределимая задача.

2. ∆Б = ∆Ф ; C = Fδ ; λ =1C = δF

Aσ = EεA; F = E(δ )A; λ = δF = EA;

λБ (FБ − F0 ) = λФ (F0 − FСТ );

λБ FБ −λБ F0 = λФ F0 −λФ FСТ ; FCT = FБ − F

FБ (λБ + λФ ) = F0 (λБ + λФ ) + λФF; FБ = F0 + FλФ (λБ + λФ );

FCT = F0 −1 − EλФ (λБ + λФ )

30

29. Факторы, влияющие на велич коэф-та основной нагрузки. Понятие о системах дет «болт» и «фланец». Анализ нагруженности дет напряжённого резьбового соед-я с пом-ю силовой диаграммы.

FБ = FCT + F условие равновесия; FБ = F0 +χF; FCT = F0 −(1−χ)F;	δБ0 = λБ F0 ; δФ0 = λФ F0 .
γБ = arctgλБ; γФ = arctgλФ;

С-ма «болт»: Д с-мы «болт» относятся к Д, деф-ция кот. увелич. по абс. величине после приложения внеш. силы.

С-ма «фланец»: в Д с-мы «фланец» деф-ции уменьшаются.

31

30. Критерии расчета группового резьбового соединения. Определение наиболее нагруженного резьбового соед.

Расчет сводится к определению расчетной нагрузки для наиболее нагруженного соединения. Затем рассчитывают прочность этого соед-я.

1.Найти ц.т. стыка, задать с-му координат.

2.Опред. геом. параметры пов-ти стыка

3.Опред. max внеш. нагрузку, действующую на соед-е.

4.Опред. max нагрузку на соед-е

5.Выбор класса прочности резьбового стержня

6.χ, λБ , λФ

7.Провероч. расчет на прочность: по max напряж-ям в стержне при работе; при затяжке; по амплитудным нап-ям

8.Опред. вращ. момента на ключе.

Вообще различают 3 характерных случая расчета соединений включая группу болтов: равнодейств нагрузка соединения перепендикулярна плоскости стыка и проходит через его центр тяжести этот случай типичен для болтовых соеднинений круглых и прямоугольных крышек нагруженных давлением жидкостей или газов. И еще 2 нагрузка соеднинения сдвигает детали в стыке пример крепление кронштейна и нагрузка соеднинеия траскрывает стык деталей (крепление всевозможных кронштейнов стоек и тп.)

32

31. Способы повышения прочности резьбовых соединений.

1.Увеличить класс прочности: σВ ↑ σТ ↑, F0 ↑, χ ↓, σa ↓, Sa ↑, долговечность↑

2.ХТО

3.Изготовление резьбы методом накатки

4.Увеличение податливости болта: χ = λФ (λФ + λБ ), λБ ↑, χ ↓, σa ↓, δa ↑

5.Уменьшение податливости фланца за счет: уменьшения числа стыков; увеличения модуля упругости мат-ла фланца; увеличения толщины фланца; уменьшения шероховатости в местах контакта.

6.Рациональное проектирование изделий

7.Расположение болтов дальше от оси поворота

8.Устранение переноса опорных пов-тей

9.Уменьшение концентрации напряжений на резьбе

33

32. Общая хар-ка, классификация и критерии работоспособности шпоночных и шлицевых соединений.

Шпоночные.-служат для закрепеления деталей на осях и на валах

Классификация:

1.По виду шпонки: с призматической; сегментной; клиновой; круглой; тангенциальными клиновыми; торцевой.

2.Подвижные и неподвижные

3.Напряженные и ненапряженные

Соединения с клиновыми тангенциальными шпонками (исп. в тяжелом машиностроении). Достоинства:

1.Эти соединения легко воспринимают реверс. нагрузки.

2.Легко собираются и разбираются

3.Высокая нагрузочная способность

Соединения с круглыми шпонками (исп. в приборостроении и валах небольшого диаметра). Недостатки:

1.Нужно иметь доступ к торцевой пов-ти

2.Соединение практически неразборное

Соединения с клиновой шпонкой (исп. в тяжелом машиностроении). Недостатки: плохое центрирование. Соединения с сегментной шпонкой. Недостатки: ослабление прочности вала. Достоинства: легко разбирается; соединение более жесткое.

Расчет производится по 2 критериям:

1.Напряжения смятия: σсм = Ft Асм ≤ [σсм ]

2.Шпонка может быть срезана.

Соединение призматическими шпонками напряженное. Оно требует изготовление вала и отверстия сбольшой точностью Во многих случаях посадка ступицы на вал производится с натягом. Сегментная и цилиндрич шпонки явл разновидностью призматич шпонки принцип работы их подобен призм шпонки. Цилиндрич шпонку исп для закрепл дзетали на конце вала.

34

33.Особенности конструкции и расчет на прочность соединенияс призматической шпонкой.

Оно требует изготовление вада и отверстия с большой точность. Во многих случаях посадка ступицы на вал производитсяс натягом. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки.При этом на них возникают напряж смятия а в продольном сечение шпонки-напряж среза Для упрощениярасчета допускают что шпонка вырезана в вал на

половину своей высоты Напряж смятия распределяется равномерно по высоте и длине шпонки а плечо равнодействия напряж =d/2.

Условия прчоности

35

34 шлицевые

Образуются при наличии наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии ступицы.

Классификация:

1.По форме профиля зуба: прямобочные; эвольвентные; треугольные.

2.Подвижные и неподвижные

Достоинства:

1.Более высокая нагрузоспособность

2.Хорошее центрирование

3.Более высокая точность выполнения

4.Более высокая усталостная прочность вала Недостатки: более сложная конструкция; дорогие.

Рассмотрим прямобочные шлицевые соединения. Классификация:

1.По типоразмеру: серии легкая, средняя и тяжелая.

2.По способу центрирования: по внешнему диаметру; по внутреннему диаметру; по толщине зуба.

Критерии расчета:

1.Смятие: σсм = Ft Асм ≤ [σсм ]

2.Расчет на износостойкость: Ft = 2Td; Асм = hрасч z ; dm = D + d2

36

35 Основные кинематические и энергетические хар-ки мех. передач и передаточных механизмов.

			О	1. Основные параметры: Т2 – момент; ω2 – угловая
	2				скорость
			2
T				2. Энергетические		параметры: Р –	мощность,
	2
					Р = Т2ω2 = [Вт]; η = Р2	Р - КПД
				3. Кинематические		параметры:	– i = ±ω1 ω2
T	,	О			передаточное отношение;
			1
1	1			ω1	= iω2 P1 = T1ω1; T1 = P1	ω1 ; n = [об мин]; ω = πn 30

Меньшее из пары зубьев назыв шестерней большее-колесом. Преимущества зубчатых передач: высокая нагрузочная способность , малые габариты, большая долговечность и надежность работы ,высокий кпд постояноство передаточн отношщения Минусышум, высокая жесткость

Индексы( не знаю нужно нет) w- относится к начальн поверхности b-к основной поверхности

a- к поверхности или окружн вершин

f-к поверхности или окр впадин и ножек зубьев p-делительн окружн шаг зубьев

z1 z2-число зубьев

альфа-угол профиля делительный

37

36. Эвольвента и ее св-ва. Опред. радиуса кривизны эвольвентного профиля зуба колеса цилиндрич. передачи.

		K	Плоская эвольвента окружности представляет
	К0		собой траекторию любой точки прямой линии,
	D0		1. перекатываемой без скольжения по эволюте.
	rb	C	Перекатываемая по основной окружности прямая
			называется производящей прямой.

Свойства эвольвенты:

1. Нормаль к эвольвентам (прямая КС) касается основной окружности, причем точка касания (С) является центром кривизны эвольвент.

2.Все эвольвенты одной основной окружности эквидистантны.

3.Каждая ветвь эвольвенты определяется радиусом основной окружности, кот. равен отрезку КС, и положением начала отсчета эвольвентного угла.

4.Эвольвента не имеет точек внутри основной окружности.