- •Лекція №1
- •1.2. Види навантажень на деталі
- •1.3.Розрахунок деталей на міцність по допустимих коефіцієнтах запасу
- •1.4. З’єднання дм
- •1.5.Рознімні з’єднання деталей машин
- •1.6. Види різьб
- •2.1Маркування різьб
- •2.2 Основи розрахунку різьбових з’єднань на міцність
- •2.3 Залежність між крутним моментом, прикладеним до гайки, та осьвою силою гвинта.
- •3.1 Розрахунок на міцність різьбових деталей при статичних навантаженнях
- •3.1.1. Деталь навантажена тільки осьовою силою без попереднього та подальшого затягання.
- •3.1.2. Деталь навантажена осьовою силою та крутним моментом.
- •3.1.3.Болтове з’єднання навантажено силами, що зсувають деталі в стику
- •3.1.4.Різьбова деталь навантажена осьовою силою та згинальним моментом
- •3.1.5 Розрахунок болтів клемового з’єднання
- •Лекція №4
- •4.1 Розрахунок групи болтів, попередньо затягнутих і навантажених постійною зовнішньою осьовою силою
- •4.2 Передачі гвинт-гайка
- •Лекція №5 Шпонкові з’єднання
- •5.1 Ненапружені шпонкові з’єднання
- •5.2 Розрахунок на міцність
- •Лекція №6
- •6.1 Напружені шпонкові з’єднання
- •6.2. Шліцеві з’єднання (зубчасті)
- •Розрахунок на міцність
- •6.3 Профільні (безшпонкові) з’єднання
- •6.4 Штифтові з’єднання
- •6.5. Клинові з’єднання
- •6.6 Нерознімні з’єднання
- •7.1 Заклепкові з’єднання
- •7.2 Види пошкоджень і основи розрахунку на міцність
- •7.3 Зварні з’єднання
- •8.1 Зварні з’єднання у стик
- •8.2 Розрахунок на міцність
- •8.3 Зварні з’єднання внапусток
- •8.4 Розрахунок на міцність
- •8.5 З’єднання впритул
- •2) З’єднання по рис.8 (площина дії моменту перпендикулярна площині стикові з’єднуваних елементів конструкції) може бути виконане з кутовими швами. В цьому випадку: дотичне max напруження
- •Переваги й недоліки зварних з’єднань.
- •Лекція №9
- •9.1 З’єднання деталей з натягом
- •9.2 Циліндричні з’єднання з натягом
- •9.3 Способи збирання з’єднань з натягом
- •9.4 Основи розрахунку на міцність
- •Розділ II передачі приводів Лекція №10
- •10.1 Функції передач
- •10.2 Класифікація механічних передач
- •10.3 Основні силові й кінематичні залежності механічних передач
- •Лекція №11
- •11.1 Фрикційні передачі і варіатори
- •11.2 Лобовий варіатор швидкості
- •11.3 Основні кінематичні залежності
- •11.4 Основи розрахунку на міцність
- •12.1 Зубчасті передачі
- •12.1 Переваги й недоліки зубчастих передач, область застосування
- •12.2 Види руйнування зубців
- •12.3 Способи зміцнення робочих поверхонь
- •Термічні способи
- •Хіміко - термічні способи
- •12.4 Розрахунок на міцність циліндричних коліс евольвентного зачеплення
- •13.1 Розрахунок зубців на витривалість при згині (прямозубі циліндричні евольвентні колеса)
- •13.2 Проектний розрахунок
- •Лекція№14
- •14.1 Визначення допустимих напружень на згин [σF]
- •14.2 Специфіка геометрії, роботи та розрахунку косозубих циліндричних коліс
- •14.3 Особливості розрахунку зубців циліндричних зубчатих коліс на міцність
- •14.4 Розрахунок на витривалість при згині
- •Лекція №15
- •15.1.Особливості розрахунку на контактну витривалість
- •15.2 Конічні зубчасті передачі
- •15.3 Основні геометричні й кінематичні параметри
- •Лекція №16
- •16.1 Оцінка та область застосування конічних зубчастих передач
- •16.2 Основи розрахунку на міцність
- •16.3 Розрахунок конічних зубчастих коліс на контактну міцність
- •17.1 Черв’ячні передачі
- •17.2 Класифікація черв’ячних передач
- •17.3 Види червя’ків
- •17.4 Зусилля в полюсі зачеплення черв’ячних передач
- •18.1 Розрахунок по напруженнях згину
- •18.2 Розрахунок на контактну міцність
- •18.3 Визначення допустимих напружень
- •18.4 Тепловий розрахунок черв’ячних передач
- •19.2 Передаточне відношення
- •19.3 Зусилля в зачепленнях
- •19.4 Специфіка розрахунку на міцність
- •19.5 Оцінка та область застосування
- •19.6 Хвильові механічні передачі (хмп)
- •19.7 Геометричні і кінематичні параметри коліс
- •20.2 Основи розрахунку на міцність
- •21.2 Передачі з гнучкими ланками Загальна кінематична схема
- •21.3 Види шківів
- •21.4 Схеми пасових передач
- •Кінематичні й геометричні параметри пасових передач
- •21.6 Напруження в пасах ( на прикладі плоскопасової передачі)
- •22.2 Розрахунок плоских пасів
- •22.3 Особливості розрахунку клинопасових передач
- •22.4 Розрахунок пасів на довговічність
- •22.4 Переваги й недоліки пасових передач, область застосування
- •23.2 Умови роботи та матеріли елементів ланцюгових передач
- •23.3 Основні геометричні і кінематичні параметри
- •23.4 Критерії роботоздатності та основи розрахунку на міцність
- •Лекція №24
- •24.1 Вали та осі
- •24.2 Розрахунки валів та осей
- •Послідовність розрахунку
- •24.4 Розрахунок вала на витривалість (втомлюваність матеріалу)
- •24.5 Розрахунок валів на жорсткість
- •25.1 Опорні ділянки валів та осей
- •25.2 Опори ковзання
- •25.3 Матеріали вкладишів
- •25.4 Розрахунок підшипників напівсухого
- •25.5 Розрахунок
- •25.6 Область застосування підшипників ковзання
- •26.2 Класифікація пк
- •26.3 Критерії роботоздатності та матеріали
- •26.4 Підбір стандартних пк
- •26.5 Визначення динамічної вантажопідйомності пк
- •26.6 Специфіка підбору радіально-упорних підшипників
- •Переваги, недоліки, область застосування
- •27.1 Муфти приводів
- •27.2 Класифікація муфт
- •I клас, I група
- •I клас, III группа:
- •II клас, iIгрупа
- •III клас (самокеровані):
- •27.3 Критерії роботоспроможності і основи розрахунку на міцність
3.1.3.Болтове з’єднання навантажено силами, що зсувають деталі в стику
Умова надійної роботи з’єднання - відсутність зсуву деталей в стику.
Конструктивно з’єднання може бути виконаним у двох варіантах:
болти поставлені в отворі з зазором;
болти поставлено в отворі з-під розвертки без зазору (підігнано, чиста обробка)
Варіант перший (з зазором): зовнішнє навантаження F повинно врівноважуватись силами тертя ковзання в стику Fтер (зазор повинен зберігатись)
Необхідні при цьому сили тертя виникають під дією осьової сили (нормальної до поверхні тертя) від попереднього затягання болта.
Умова надійної роботи з’єднання (зазор зберігається) буде така:
FFтер (3.1.3.1)
Але
Fтер = f Fзат (3.1.3.2)
тобто ,
Ff Fзат (3.1.3.3)
Звідси необхідна сила затягання гайки:
Fзат = (3.1.3.4)
де - коефіцієнт запасу зчеплення,= 1,2...1,5;
- кількість стиків, тут =2
Розрахунок стержня болта в небезпечному перерізі - на розтяг від сили затягання:
= (3.1.3.5)
З урахуванням кручення стержня болта від затягання:
(3.1.3.6)
Це може бути група болтів, тоді в знаменнику - їх кількість
Далі від беремо стандартну нарізку і стандартний болт.
Варіант другий (без зазору): отвір калібрують розверткою, а гладкий діаметр стержня болта виконують з допуском на посадку типу напруженої.
Затягання болта не обов’язкове, тому сили тертя тут не враховуються.
Умова міцності з’єднання по напруженню зрізу болта:
(3.1.3.7)
де - кількість площин зрізу, тут=1
(3.1.3.8)
Якщо при цьому варіанті болтом з’єднуються тонкі пластини - перевіряють на зминання:
(3.1.3.9)
В рівнянні (3.1.3.9) площа зминання береться з припущенням рівномірного розподілу напруження по дузі кола
, (3.1.3.10)
Коротко проаналізуємо: при з’єднанні за першим варіантом розрахункове навантаження значно більше за корисне (зовнішнє, що передається), бо величина, а коефіцієнт цей - в знаменнику, тому болти застосовуються тут значно більших діаметрів, ніж за другим варіантом. Крім того, величининестабільні. Отже, робота такого з’єднання не надійна. Але його легше виконати і можна застосувати так звані „чорні” болти (без спеціальної обробки)
З’єднання без зазору надійніше, але воно складніше у виготовленні і потребує значно більшої культури виробництва. Вигідне тільки при серійному виготовленні з’єднань.
3.1.4.Різьбова деталь навантажена осьовою силою та згинальним моментом
Таке буває, коли зусилля розміщено ексцентрично:
болти з костильною голівкою;
нормальні болти при перекосі опорних поверхонь під гайку або головку, а також, якщо вісь болта зміщена в отворі відносно осі отвору (похибка монтажу).
Розглянемо випадок болта з костильною голівкою.
Зовнішнє навантаження - сила прикладена посередині опорної частини голівки болта (взагалі-то навантаження розподілено рівномірно по опорній поверхні, але ми замінюємо його для розрахунку зосередженим вектором - сила).
Вдосконалимо розрахункову схему: вектор сили умовно перенесемо на вісь болта і одночасно (система повинна бути в рівновазі) такий же вектор, з тим же модулем, направимо по осі в протилежному напрямку. Тепер бачимо, що маємо пару сил (момент згинальний) та силу розтягу по осі. Побудуємо епюри напруження.
(3.1.4.1)
- напруження згину (3.1.4.2)
- напруження розтягу (3.1.4.3)
Отже, умова міцності:
(3.1.4.4)
(3.1.4.5)
(3.1.4.6)
При цьому в рівнянні (3.1.4.6) відношенням задаються. Наприклад, якщо=1 (тобто), то по рівнянню (3.1.4.6) виходить:
, що зросте втричі порівняно з чистим напруженням розтягу. Слід приймати
Щоб уникнути при нормальних болтах випадкової появи ексцентриситету , треба точно монтувати болти в отворах (не зміщувати вісь болта), а також уникати перекосів опорних поверхонь. На швелерах, двотаврах тощо під гайки або головки болтів треба ставити косі шайби. Чорнові поверхні під гайки або головки болтів треба обробляти (фрезерування).