Розрахунок вузлів та деталей машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Фрикційні передачі. Основні параметри, переваги та недоліки. Розрахунок котків на міцність

Передачі, в яких рух передається силами тертя, що виникають між робочими поверхнями котків, називають фрикційними..

Залежно від призначення фрикційні передачі поділяють на передачі з нерегульованим передаточним числом та з плавним регулюванням передаточного числа. Останні називаються варіаторами.

Залежно від взаємного розміщення валів передачі бувають: циліндричні, конічні й лобові.

Переваги фрикційних передач: простота конструкції та обслуговування; плавність і безшумність обертання; можливість плавного регулювання передаточного числа на ходу; запобігання поломок під час перевантаження.

Недоліки: несталість передаточного числа, великі навантаження на вали та їх опори, порівняно низький ККД

Фрикційні передачі застосовують у вібрографах, магнітофонах, кіноапаратах, спідометрах, металорізальних верстатах, текстильних машинах тощо.

Нормальна робота (без буксування) фрикційної передачі буде забезпечена, якщо сила тертя Ff , що виникає між котками, буде не меншою від колової сили Ft , необхідної для передавання моменту М1, тобто

,

де Ff=Q f - сила тертя, Q - сила притискання котків, f - коефіцієнт тертя, - колова сила, M1 - крутний момент ведучого котка, D1 - діаметр ведучого котка.

Для передачі заданого крутного моменту котки повинні притискатися один до одного з зусиллям:

,

де K - коефіцієнт запасу зчеплення.

Передаточне число фрикційної передачі визначають за формулою:

,

де і n1 - відповідно кутова швидкість і частота обертання ведучого котка ; і n2 - кутова швидкість і частота обертання веденого котка ; D1 і D2 - діаметри ведучого і веденого котків відповідно; е - коефіцієнт пружного ковзання ().

Міжосьова відстань передачі визначається за формулою:

,

.

.

При проектувальному розрахунку з умови контактної витривалості робочих поверхонь котків визначають міжосьову відстань:

,

де К - коефіцієнт запасу зчеплення; Езв - зведений модуль пружності матеріалів котків; f - коефіцієнт тертя, Шва - коефіцієнт ширини котків відносно міжосьової відстані , його обирають у межах:

,

де в - ширина котка.

2. Пасові передачі. Основні параметри передачі, передаточне відношення, переваги і недоліки пасових передач

Передача механічної енергії за допомогою сил тертя між пасом і шківом називається пасовою. Пасова передача складається з двох або більшої кількості шківів і нескінченного паса, надітого на шківи з натягом.

Залежно від форми поперечного перерізу паса (рис. 2.1) розрізняють такі види пасових передач: плоскопасові з прямокутним профілем поперечного перерізу паса (рис. 2.1,а); клинопасові з трапецоїдним профілем поперечного перерізу (рис. 2.1,б); поліклинопасові, що мають поздовжні клинові виступи-ребра на внутрішній поверхні паса (рис. 2.1,в); круглопасові (рис.2.1,г) з круглим профілем поперечного перерізу паса; зубчастопасові.

Рис. 2.1 - Форми поперечного перерізу паса

Переваги пасових передач: можливість передачі потужності на значні відстані (до 15м); плавність і безшумність роботи; зменшення вібрацій і поштовхів внаслідок пружної витяжки паса, відносно високий к.к.д : .

Недоліки: великі габаритні розміри, мала довговічність паса в швидкохідних передачах; великі навантаження на вали і підшипники від натягу паса, несталість передаточного числа; неможливість застосування у вибухонебезпечних місцях внаслідок електризації паса.

Основні геометричні, кінематичні та силові параметри пасових передач Міжосьова відстань пасової передачі визначається в основному конструкцією приводу машини і рекомендується в таких межах:

- для плоскопасових передач:

,

- для клинопасових:

,

де D1 і D2 - діаметри шківів.

Розрахункова довжина паса:

.

Кут охоплення пасом малого шківа:

.

Для плоскопасової передачі рекомендується , а для клинопасової .

Передаточне число пасових передач:

,

де - коефіцієнт пружного ковзання, який показує відносну втрату швидкості

,

де v1 i v2 - колові швидкості ведучого і веденого шківів.

Для появи тертя між пасом і шківом пас після встановлення на шківи попередньо натягують з силою F0. Чим більша F0, тим вища тягова здатність передачі.

Під час появи робочого навантаження проходить перерозподіл натягів віток паса: ведуча натягується додатково до сили F1, а натяг веденої вітки зменшується до F2:

,

де - колова сила:

,

де М1 - крутний момент.

Сили, що діють на вали та їх опори:

.

Метою розрахунку пасових передач є вибір та визначення геометричних розмірів пасів і шківів при попередньо вибраних його типу і матеріалах їх елементів.

Основними критеріями розрахунку плоских і клинопасових пасів передач є тягова здатність, що забезпечує надійність зчеплення паса з ободом шківа, та довговічність паса, яка залежить від його втомлювальної міцності.

Проектний розрахунок плоскопасових передач зводиться до визначення ширини в вибраного типу паса і його товщини . Вихідними даними для розрахунку задають потужність N1, кутову швидкість щ, передаточне число и, строк служби Lh, а також умови і режими роботи передачі.

3. Ланцюгові передачі. Будова, основні параметри

Передача енергії між двома або кількома паралельними валами, що здійснюється зачепленням за допомогою гнучкого нескінченного ланцюга і зірочок, називають ланцюговою. Ланцюгові передачі дуже широко використовуються у машинобудуванні. Ланцюги, які застосовуються у ланцюгових передачах, називають приводними.

Приводні ланцюги поділяються на: втулкові, роликові та зубчасті.

Втулковий однорядний ланцюг (рис. 3.1,а) складається з внутрішніх пластин 1, напресованих на втулки 2, що вільно обертаються на валиках 3, на яких напресовані зовнішні пластини 4.



Рис. 3.1 - Втулкові та роликові ланцюги

Роликові ланцюги відрізняються конструкцією від втулкових (рис. 3.2,б) тим, що на їх втулках 2 встановлені ролики 5, які вільно обертаються.

Переваги ланцюгових передач: можливість передавати рух між валами при значних міжосьових відстанях; в порівнянні з пасовими передачами можуть передавати великі потужності, менші навантаження на вали, можуть передавати рух одним ланцюгом на декілька зірочок, високий к.к.д: .

Недоліки: значний шум під час роботи , порівняно швидкий знос шарнірів ланцюга, видовження ланцюга потребує додаткових натяжних пристроїв.

Основним параметром ланцюгової передачі є крок t. Чим більший крок, тим вища навантажувальна здатність ланцюга, але менша плавність, безшумність і довговічність передачі. Визначають його як відстань між центрами двох сусідніх шарнірів. Значення кроків ланцюгів стандартизовані.

З умови зносостійкості крок t визначають за формулою:

,

де k - коефіцієнт навантаження, P1 - потужність на ведучій зірочці, n1 - частота обертання ведучої зірочки, z1 - число зубів, [p] - допустимий тиск у шарнірах, n - кількість рядів ланцюга.

Ділильне коло зірочок проходить через центри шарнірів ланцюга. Його діаметр визначають:

,

де z - число зубів зірочки.

Міжосьову відстань передачі обирають з умови довговічності:

.

Передаточне число ланцюгової передачі:

.

Довжина ланцюга визначається за формулою:

.

Колова сила, що передається ланцюгом:

де P - потужність; v - лінійна швидкість; М - крутний момент; d - ділильний діаметр зірочки.

Натяг ведучої вітки ланцюга під час роботи:

,

де - натяг ланцюга від провисання ; - натяг ланцюга відцентровою силою; - коефіцієнт кута нахилу лінії центрів зірочок до горизонтальної площини; - маса 1м ланцюга; а - міжосьова відстань; g - 9,81 м/с2 - прискорення вільного падіння; - лінійна швидкість.

Обраний ланцюг перевіряють на зносостійкість за середнім тиском в його шарнірах:

,

де K - коефіцієнт навантаження; площа контакту ролика з втулкою; [р] - допустимий тиск; d1 - діаметр ролика; lвт - довжина втулки.

4. Зубчаста циліндрична прямозуба передача

Основні параметри, передаточне число, переваги і недоліки. Способи виготовлення зубчастих коліс

Зубчасті передачі - найбільш поширений тип механічних передач. У зубчастій передачі рух передається зачепленням пари зубчастих коліс. Менше зубчасте колесо називають шестернею, більше - колесом.

Залежно від взаємного розміщення геометричних осей валів зубчасті передачі бувають: при паралельних осях - циліндричні (прямозубі, косозубі, шевронні); з осями, що перетинаються - конічні (прямозубі, косозубі та з круговими зубами); з осями, що схрещуються - гвинтові та гіпоїдні. Залежно від форми профілю зуба передачі бувають: евольвентні; із зачепленням Новикова та циклоїдні.

Залежно від взаємного розміщення коліс зубчасті передачі поділяють на передачі з зовнішнім і внутрішнім зачепленням.

Залежно від конструктивного виконання зубчасті передачі бувають відкриті , напіввідкриті й закриті.

Переваги зубчастих передач: висока надійність роботи в широкому діапазоні навантажень і швидкостей, малі габарити, висока втомна довговічність, високий ККД , порівняно малі навантаження на вали і підшипники, сталість передаточного числа, простота обслуговування.

Недоліки: високі вимоги до точності виготовлення і монтажу, шум на великих швидкостях, обмеженість передаточного відношення, при перенавантаженнях можлива поломка деталей.

Основні геометричні, кінематичні та силові параметри зубчастих передач Майже всі види зубчастих передач з певними припущеннями та перетвореннями можна звести до циліндричної прямозубої передачі, як самої простої. До основних геометричних параметрів прямозубої циліндричної передачі з евольвентним зачепленням (рис. 4.1) належать: діаметри початкових кіл та ; діаметри ділильних кіл та ; коловий крок ; коловий модуль m; висота головки і ніжки зуба; діаметри кіл вершин зубів і діаметри кіл западин зубів .



Рис. 4.1 - До визначення геометричних параметрів евольвентного зачеплення

Початкові кола - два кола, проведені з центрів через полюс П, які в процесі зачеплення перекочуються одне по одному без ковзання.

При зміні міжосьової відстані змінюються і діаметри початкових кіл. Діаметри початкових кіл та .

Ділильне коло - коло, на якому крок p і кут зачеплення б відповідно дорівнюють кроку і куту профілю інструментальної рейки. Це коло належить окремо взятому колесу, діаметри ділильних кіл шестерні й колеса d1 та d2.

Міжосьова відстань:

.

Коловий крок p - відстань між однойменними точками сусідніх зубів, взята по дузі ділильного кола.

Коловий модуль зубів m є основною розмірною характеристикою зубчастих коліс:

або ,

де Р - коловий крок; d - ділильний діаметр; z - число зубів, .

Коловий модуль - величина стандартизована.

Висота головки і ніжки зуба. Ділильне коло поділяє зуб по висоті на головку ha і ніжку hf.

Для нормальних (некоригованих) коліс:

; .

Діаметр кола вершин зубів:

.

Діаметр кола западин зубів:

.

Передаточне число:

.

Сумарна сила тиску зубчастих коліс напрямлена по лінії зачеплення і визначається:

,

де - колова сила; - радіальна сила.

У косозубій передачі виникає осьова сила Fа:

,

де в - кут нахилу зуба, який для прямозубої передачі дорівнює нулю, тому і Fa=0.

Основними критеріями працездатності й розрахунку циліндричних зубчастих передач є контактна міцність робочих поверхонь зубів та їх міцність на згин. Виходячи з умов контактної міцності, визначають міжосьову відстань a зубчастих коліс передачі:

,

де Kб - комплексний коефіцієнт, який обирають за таблицями; и - передаточне число; M1 - крутний момент на колесі; Кнв - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині контактних ліній; - коефіцієнт ширини вінця колеса відносно міжосьової відстані а; [н] - допустиме контактне напруження матеріалу зубчастих коліс.

З умови міцності зубів коліс на згин визначають модуль зачеплення за формулою:

,

де Km - комплексний коефіцієнт, який обирають за таблицями; УF - коефіцієнт форми зуба, який залежить від числа зубів та коефіцієнта зміщення; KFв - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінця; М1 - крутний момент на шестірні; Шbd=0,5Шba(и+1) - коефіцієнт ширини вінця колеса відносно діаметра; [] - допустиме напруження згину обраного матеріалу для зубчастих коліс, - коефіцієнт спрацювання - для відкритих передач, для закритих передач.

Зубчасті передачі широко застосовуються у всіх галузях машино- і приладобудування.

Зуби коліс нарізають на фрезерних або спеціальних зуборізних верстатах. Є два основні способи нарізання зубів:

1) копіювання, здійснюване на фрезерних верстатах за допомогою дискової або пальцьової фрез, ріжучі кромки яких мають профіль, що відповідає профілеві западин зуба.

2) обкатка, що здійснюється на зубофрезерних або зубостругальних верстатах за допомогою черв'ячної фрези, довбача, інструментальної рейки-гребінки.

Ще існує метод гарячої накатки зубів на спеціальному зубонакатному верстаті.

передача черв'ячна вал підшипник різьбове з'єднання

5. Черв'ячні передачі. Основні геометричні та кінематичні параметри, коефіцієнт корисної дії. Особливості розрахунку черв'ячних передач

Кінематичну пару, яку утворюють черв'як і черв'ячне колесо називають черв'ячною передачею (рис. 5.1).

Рис. 5.1 - Черв'ячна передача

Це зубчасто-гвинтова передача, рух в якій передається за принципом гвинтової пари. Ведучою ланкою в більшості випадків є черв'як.

Залежно від форми зовнішньої поверхні черв'яка передачі бувають з циліндричним або глобоїдальним черв'яком.

Залежно від числа витків (заходів різьби) черв'яка передачі бувають з однозахідним і багатозахідним черв'яком.

Залежно від форми гвинтової поверхні різьби черв'яка передачі бувають з архімеровим, конволютним і евольвентним черв'яками.

Переваги черв'ячних передач: плавність і безшумність роботи; можливість забезпечення великих передаточних чисел; у силових передачах в кінематичних і більше; невелика маса передачі на одиницю потужності при великому передаточному числі; можливість забезпечення самогальмування.

Недоліки: порівняно низький ККД (=070,92); значне нагрівання під час роботи; необхідність застосування для вінців черв'ячних коліс дефіцитних антифрикційних матеріалів; обмеженість передаваної потужності.

Геометричні співвідношення в черв'ячній передачі з циліндричним архімедовим черв'яком.

Модуль черв'яка m визначають за формулою:

,

де Р - крок черв'яка і черв'ячного колеса.

Черв'як, як і гвинт, може мати однозахідну або багатозахідну різьбу; кількість витків різьби черв'яка позначають .

Хід витка черв'яка визначають:

.

Ділильний діаметр черв'яка прийнято виражати через модуль:

.

де q - коефіцієнт діаметра черв'яка. Значення m і q стандартизовані.

Тангенс кута підйому лінії витка (різьби черв'яка) визначають на ділильному циліндрі черв'яка :

Висоту головки і ніжки витка черв'яка та зуба черв'ячного колеса приймають :

.

Діаметри вершин витків і западин черв'яка визначають:

; .

Основні геометричні розміри вінця черв'ячного колеса визначають у середньому його перерізі.

Ділильний діаметр черв'ячного колеса:

,

де z2 - кількість зубів на черв'ячному колесі.

Діаметри вершин зубів і западин колеса:

; .

Міжосьова відстань передачі:

.

Передаточне число черв'ячної передачі визначається за формулою:

.

Коефіцієнт корисної дії:

,

де (- коефіцієнт додаткових втрат на розбризкування і переміщення мастила в картері; сґ - зведений кут тертя .

Сумарну силу тиску Fn - приймають зосередженою і прикладеною в полюсі зачеплення по нормалі до робочої поверхні витка. Вона розкладається на три взаємно перпендикулярні складові:

,

де - колова сила на черв'яку, чисельно дорівнює осьовій силі на черв'ячному колесі Fa2, - колова сила на черв'ячному колесі, чисельно дорівнює осьовій силі Fa1 на черв'яку; - радіальна сила, яка однакова, що на черв'яку, що на черв'ячному колесі; М1 -крутний момент на черв'яку; M2 - крутний момент на черв'ячному колесі; б=20° кут профілю витка черв'яка в осьовому перерізі.

Черв'ячні передачі, як і зубчасті, розраховують, виходячи з умов контактної міцності робочих поверхонь зубів черв'яка і колеса та міцності зубів черв'ячного колеса на згин.

З умови контактної міцності робочих поверхонь зубів черв'ячного колеса визначають міжосьову відстань

,

де q - коефіцієнт діаметра черв'яка, z2 - число зубів черв'ячного колеса, [] - допустимі контактні напруження, М2 - крутний момент на черв'ячному колесі.

З умови міцності зубів колеса на згин визначають модуль зубів:

,

де УF - коефіцієнт форми зуба, [] - допустимі напруження матеріалу вінців на згин.

Черв'яки виготовляють із вуглецевої (сталь 45, 50) або легованої (сталь 20Х, 40Х, 40ХН) сталі з відповідною термічною обробкою.

Черв'ячне колесо виготовляють з чавуну при швидкості ковзання vs?2м/с. При vs>2м/с черв'ячне колесо виготовляють складеним; вінець (обід) виготовляють з олов'яної або безолов'яної бронзи, а колісний центр із чавуну.

Черв'ячні передачі широко застосовують в підйомно-транспортних машинах, верстатах, різних приводах, де потрібна висока кінематична точність.

6. Осі та вали, їх призначення і конструктивні види

Принципи розрахунку осей і валів

Деталь, на яку насаджають (рухомо чи нерухомо) обертальні пристрої (блоки, зубчасті колеса, шківи та ін.) називають віссю або валом. Осі і вали різняться собою за умовами роботи. Вісь не передає обертального моменту і працює тільки на згин. Вісь може обертатись або бути нерухомою.

Вал зажди обертається і завжди передає обертальний момент.

Вали класифікуються: за призначенням - вали передач, які несуть зубчасті колеса, шківі, зірочки та інші деталі або складальні одиниці передач; корінні вали, які крім деталей передач несуть ще й робочі органи виробничих машин або машин-двигунів. За формою геометричної осі - прямі; кривошипні та колінчасті, які використовують не тільки для передачі моменту, а й для перетворення обертального руху в зворотно-поступальний або, навпаки; гнучкі - із змінюваною формою геометричної осі. За формою і конструктивними ознаками - гладкі, сталого поперечного перерізу; ступінчасто-змінного поперечного перерізу.

Посадочні поверхні осей і валів оброблюють на токарних і шліфувальних верстатах з шорсткістю Ra=2,5ч0,63мкм. Для зменшення концентрації напружень у місцях переходу від одного перерізу вала (осі) до іншого рекомендується плавно змінювати діаметр.

Розрахунок осей і валів Оскільки вісь не передає крутного моменту і працює на згин, то умова міцності осі має вигляд:

,

де - напруження, які виникають у поперечних перерізах; Мзг - згинальний момент, який діє в поперечному перерізі; - момент опору поперечного перерізу відносно осі (для круглого суцільного поперечного перерізу); - допустимі напруження на згин для матеріалу з якого виготовлена вісь; d - діаметр осі.

Максимальне значення згинального моменту визначають з побудови епюр згинальних моментів.

Із умови міцності визначають діаметр осі d:

.

Вал завжди працює на деформацію кручення і згину. Розрахунок вала проводять у два етапи.

На першому етапі проводять орієнтовний розрахунок із умови міцності на деформацію кручення:

,

де - дотичні напруження, які виникають у поперечних перерізах вала; Мкр - крутний момент; - полярний момент опору поперечного перерізу (для круглого суцільного перерізу); - допустимі напруження для матеріалу, з якого виготовлений вал.

Із умови міцності визначають діаметр вала:

.

На другому етапі проводять перевірний розрахунок вала на згин з крученням, застосовуючи ІІІ або IV теорії міцності.

За ІІІ теорією міцності (теорія найбільших дотичних напружень) еквівалентні напруження визначають як:

.

За IV теорією міцності (енергетична теорія міцності):

,

де - сумарний згинальний момент;

- статичний момент опору площі поперечного перерізу відносно осі (для круглого суцільного перерізу); - згинальний момент у вертикальній площині; - згинальний момент у горизонтальній площині.

Допустиме напруження для валів і осей, що обертаються визначають за формулою :

;

для нерухомих осей:

,

де - коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин ;

- границя витривалості при симетричному циклі напружень; - потрібний коефіцієнт запасу міцності; - коефіцієнт концентрації напружень.

7. Підшипники ковзання. Основні типи. Визначення діаметра та довжини вкладиша

Опори ковзання і опори кочення, призначені для сприймання радіальних і осьових навантажень, називають підшипниками.

Підшипники ковзання поділяють на три основні типи: нерознімні (глухі) підшипники у найпростіших конструкціях відливають як одне ціле з станиною тихохідної машини. Іноді їх роблять знімними, прикріплюючи болтами до станини машини; рознімні підшипники складаються з корпусу двох вкладишів (втулка з антифрикційного матеріалу, розрізана по твірній), кришки і стяжних болтів; підшипники з самоустановними вкладишами застосовують при великих відношеннях довжини цапфи до її діаметра.

Переваги підшипників ковзання: висока працездатність при великих швидкостях і ударних навантаженнях; безшумність і забезпечення вібростійкості вала в режимі рідинного тертя; невеликі розміри в радіальному напрямі; висока працездатність в особливих умовах (хімічно агресивних середовищах)

Недоліки: великі втрати на тертя ( в умовах напіврідинного тертя ККД пари підшипників: =(0,940,96); значні розміри в осьовому напрямі; необхідність застосування дорогих кольорових сплавів.

Умовний розрахунок підшипників ковзання при граничному і напіврідинному терті проводять на зносостійкість тобто на обмеження середнього тиску за наступними формулами.

Для підшипників, які сприймають радіальні навантаження (для шипів і шийок):

,

де Рm - розрахунковий тиск; - радіальна сила; - довжина вкладиша; d - діаметр шипа (шийки); - допустимий тиск, який залежить від матеріалів цапфи і вкладиша .

При проектувальному розрахунку задаються відношенням Для опор з нерухомим вкладишем приймають . При дістаємо:

,

звідки визначають посадочний діаметр шипа (шийки):

Для підшипників, які сприймають осьові навантаження (п'ят):

де Fa - осьова сила; - коефіцієнт зменшення опорної площі п'ят за рахунок мастильних канавок; - опорна площа суцільних п'ят.

Розрахунок підшипників ковзання на нагрівання роблять за формулою:

де - допустимі значення, наведені в таблицях; - колова швидкість точки на поверхні шипа (шийки), яку визначають за формулою:

де - кутова швидкість вала; - діаметр вала.

8. Підшипники кочення. Класифікація, переваги і недоліки, принцип підбору підшипників кочення

Опори валів і осей, в яких присутнє тертя кочення, називають підшипниками кочення. Класифікуються підшипники кочення за такими ознаками: за напрямом сприйманого навантаження -радіальні, радіально-упорні, упорні, упорно-радіальні; за формою тіл кочення: кулькові, роликові (з циліндричними, конічними, бочкоподібними, голчастими роликами); за кількістю рядів кочення однорядні, дворядкові, чотирирядні.

Переваги: високий ККД до (0,995); економія дефіцитних матеріалів (бабіту, бронзи); простота обслуговування і заміни; менша витрата мастила.

Недоліки: обмежена можливість застосування при великих навантаженнях і високих кутових швидкостях цапф; непридатні для роботи при значних ударних і вібраційних навантаженнях; нерознімність конструкції.

Найпростіший підшипник складається з двох кілець: внутрішнього насадженого на вал, і зовнішнього, закріпленого в корпусі підшипника; тіл кочення; сепаратора.

Кільця і тіла кочення виготовляють із шарикопідшипникової сталі з високим вмістом хрому (ШХ6; ШХ15) та інших легованих сталей.

Сепаратор виготовляють із сталей Ст1, Ст2; 0; 8; 10, а також з латуні, бронзи, капрону, текстоліту.

Підшипники кочення розраховують (підбирають) за критерієм статистичної або динамічної вантажопідйомності.

Підшипники, обертові кільця яких мають кутову швидкість або частоту обертання розраховують і добирають за статичною вантажопідйомністю:

,

де Ро - еквівалентне навантаження підшипника :

,

де [Co] - допустима вантажопідйомність, яка зазначена в таблицях; Xo і Уо - коефіцієнти радіального і осьового навантаження; Fr i Fa - відповідно радіальне і осьове навантаження підшипника.

Підшипники, в яких n>1хв-1, добираються за динамічною вантажопідйомністю:

,

Потрібне значення динамічної вантажопідйомності визначають за формулою:

,

де X i Y - коефіцієнти радіального і осьового навантаження; Fr i Fа - радіальне і осьове навантаження підшипника; V - коефіцієнт обертання; Кб - коефіцієнт безпеки; КТ - температурний коефіцієнт; n - частота обертання; Lh - бажана довговічність підшипника (ресурс напрацювання підшипника в годинах); р - величина, яка залежить від форми кривої контактної втомленості.

Кільце підшипника яке обертається повинно мати посадку з натягом. Кільце, що не обертається, саджають у корпус за перехідною посадкою або посадкою з зазором.

Параметри шорсткості посадочних поверхонь валів (осей) і отворів корпусів вибирають із діапазону Ra=2,50,32 мкм.

Для мащення підшипників застосовують рідкі (U-40A - насоси, двигуни, компресори); U-70A, U-50A - (машини з великими навантаженнями) або пластичні (солідол С, УС-1, УС-2) мастильні матеріали.

9. Різьбові з'єднання. Основні геометричні параметри різьб. Основи розрахунку болтових з'єднань

Різьбові з'єднання є найпоширенішою категорією рознімних з'єднань. Різьбові з'єднання здійснюються різьбовими кріпильними деталями (болтами, гвинтами, шпильками) або безпосереднім згвинчуванням деталей з різьбою.

Основою різьбового з'єднання є різьба. Різьба, утворена на циліндричній (конічній) поверхні, називається циліндричною (конічною).

Контур перерізу різьби в площині, яка проходить через її вісь (вісь гвинта), називається профілем різьби. Розрізняють п'ять основних профілів різьби (рис. 9.1): а - трикутна; б - упорна; в - трапецоїдна; г - прямокутна; д - кругла.

Рис. 9.1 - Основні види профілів різьби

Якщо на видимій частині циліндра (конуса) гвинтова поверхня піднімається зліва направо, то різьбу називають правою, а якщо справа наліво, то лівою.

Залежно від кількості витків, які виходять з основи циліндра, різьби бувають :однозаходні, двозаходні й багатозаходні.

Залежно, від призначення різьби поділяють на три групи: кріпильна; кріпильно - ущільнювальна; спеціальна.

Рис. 9.2 - До визначення параметрів різьби

До геометричних параметрів різьби належать (рис. 9.2):

- зовнішній діаметр різьби d=D, де d і D відповідно номінальні діаметри різьби болта і гайки ;

- внутрішній діаметр різьби d1=D1, де d1 - діаметр для болта ; D1- діаметр для гайки;

- середній діаметр різьби d2=D2 , де d2 - діаметр для болта ; D2 -діаметр для гайки ;

- кут підйому різьби :

,

де Рn=n P - хід різьби ; n-число заходів різьби ; Р -крок різьби.

Розрахунок різьбових з'єднань полягає у визначенні з умови міцності потрібного діаметра різьби або кількості болтів.

Незатягнуті болти, навантажені осьовою силою, розраховують на розтяг за формулою :

,

де - напруження, які виникають в поперечному перерізі болта; Fa - осьова сила; z - кількість болтів; - площа поперечного перерізу болта; dp - розрахунковий діаметр болта; [] - допустиме напруження.

Затягнуті болти, навантажені осьовою силою, розраховують за формулою:

,

де kзат - коефіцієнт, який враховує вплив деформації кручення; k - коефіцієнт навантаження; F3 - cила затяжки; z - кількість болтів.

Болтові з'єднання, навантажені поперечною силою, перпендикулярною до осі болта, мають два конструктивні різновиди:

1.Болт вставлений в отвір із зазором і затягнутий так, щоб сила тертя, забезпечувала нерозкриття стику:

,

де - еквівалентні напруження; Q - поперечна сила; f - коефіцієнт тертя між поверхнями з'єднуваних деталей.

2.Болт, поставлений в отвір без зазора. Його діаметр визначають із розрахунків на зріз :

,

де - дотичні напруження на зріз; Q - поперечна сила; і - кількість площин зрізу; z - кількість болтів; - допустиме напруження на зріз.

Сама різьба розраховується із умови міцності на зріз:

,

де Q - осьова сила; z - кількість витків різьби , які працюють одночасно; P - крок різьби; kр - коефіцієнт повноти різьби; d1 - внутрішній діаметр різьби.

10. Види нерознімних з'єднань. Загальна характеристика, переваги, недоліки та застосування. Розрахунок зварних і заклепкових з'єднань

До нерознімних з'єднань належать заклепкові та зварні з'єднання.

Переваги заклепкових з'єднань: висока міцність і надійність з'єднання; простота контролю якості з'єднання; можливість з'єднання деталей із будь-яких матеріалів; незмінність фізико-хімічних властивостей матеріалів з'єднуваних деталей у процесі клепання; висока роботоздатність при ударних і повторно-змінних навантаженнях.

Недоліки: неповне використання матеріалу з'єднуваних деталей внаслідок ослаблення їх заклепковими отворами; складність технологічного процесу виготовлення клепаних конструкцій; трудність з'єднання деталей складної конструкції; з'єднання деталей у стик потребує застосування спеціальних накладок, що веде до додаткового збільшення маси конструкцій.

Заклепки застосовують у з'єднаннях, для яких зварювання і склеювання малоефективні; з'єднання деталей з різнорідних матеріалів; в особливо відповідальних з'єднаннях (ферми залізничних мостів та ін.); у з'єднаннях, які працюють при великих ударних і вібраційних (авіація) навантаженнях та ін.

Заклепки виготовляють із каліброваних прутків із сталі Ст1; Ст2; Ст3; 10; 15, мідних та алюмінієвих сплавів.

За формою головки розрізняють заклепки з напівкруглою головкою, з напівпотайною, плоскоконічною і потайною головками.

Заклепки розраховують на зріз і зминання, а з'єднувані деталі - на розтяг (стиск).

Умова міцності на зріз:

,

де - дотичні напруження, які виникають у поперечних перерізах заклепки; Q - сила, що діє в поперечному перерізі заклепки; - площа поперечного перерізу заклепки; d - діаметр заклепки; і - кількість площин зрізу; z - кількість заклепок у з'єднанні.

Розраховане заклепкове з'єднання перевіряють на зминання за умовою міцності:

,

де - напруження зминання, які виникають на поверхні заклепки; Q - поперечна сила; z - кількість заклепок; - площа зминання; d - діаметр заклепки; д - мінімальна товщина з'єднуваної деталі ;

Переваги зварних з'єднань: щільність і непроникність з'єднань; можливість з'єднувати деталі будь-яких криволінійних профілів довільної товщини; трудомісткість зварного з'єднання значно менша від заклепкового; вартість малосерійних зварних конструкцій нижча від вартості стального литва або поковок.

Недоліки: можливість порушення фізико-хімічних властивостей матеріалів з'єднуваних деталей у зоні зварювання; висока концентрація напружень у зоні зварних швів; складність перевірки якості зварного шва.

Стикові зварні шви розраховують на розтяг. Напусткові зварні шви розраховують на зріз із умови міцності:

,

де - дотичні напруження в поперечному перерізі зварного шва; д - товщина катета зварного шва; l - довжина зварного шва.

11. Підйомні машини. Характеристика, основні види, їх конструкції та застосування

Підйомні машини є основою комплексної механізації виробничих процесів будь-якого виробництва. Підйомні машини призначені для піднімання, переміщення та подавання вантажів у потрібне місце, обслуговування виробничих процесів.

До основних типів підйомних машин залежно від призначення, галузі використання та здійснюваних функцій належать: 1) підйомні механізми; 2) крани; 3) підйомники; 4) маніпулятори і роботи.

До підйомних механізмів належать механізми, які виконують один рух - піднімання: домкрати, талі та лебідки. Домкрати за конструкцією поділяють на: рейкові, гвинтові, гідравлічні та пневматичні. Талі бувають з ручним та машинним приводами. Лебідки (з ручним та електроприводом) використовують для піднімання вантажу або переміщення його в горизонтальному напрямі.

Крани піднімають та переміщають вантажі в просторі. Залежно від зони обслуговування та конструкції крани поділяють на прольотні та стрілові.

Прольотні крани монтують на підкранових балках у приміщеннях або на відкритих площадках. Вони обслуговують прямокутну площадку прольоту. Прольотні крани поділяють на мостові, козлові та мостокабельні. Для роботи на відкритих площадках використовують козлові крани.

Стрілові крани поширені в усіх галузях промислового, будівельного і сільськогосподарського виробництва.

Стрілові крани поділяються на стаціонарні та пересувні. Пересувні в свою чергу поділяються на крани, які пересуваються на великі відстані - мобільні, та крани, які пересуваються на порівняно невеликі відстані (баштові, настінні).

Баштовий кран (Рис. 11.1) складається із таких основних частин:



Рис. 11.1 - Баштовий кран

башти 1, яка кріпиться до поворотної платформи 7, що спирається роликовою або кульковою опорою 3 на ходові візки 6. На поворотній платформі установлено противагу 8, лебідки 2 (вантажопідйомну і стрілопідйомну) та механізми повороту крана.

У верхній частині башти шарнірно закріплено консольну стрілу і кабіну.

Експлуатаційні якості підйомних машин оцінюються за багатьма техніко-економічними показниками. Одним з основних показників - продуктивність крана.

Годинна продуктивність крана, визначають за формулою:

Пг=Q z Kв Kч,

де Q - номінальна вантажопідйомність, т; z - число циклів роботи крана; Kч - середній коефіцієнт використання крана за часом; Кв- коефіцієнт використання крана за вантажопідйомністю.

Число циклів за годину:

z=3600/Ty,

де Ty - тривалість одного циклу, с.

При роботі крана з насипними вантажами його продуктивність визначається:

V - місткість грейфера, бадді та інших посудин; с - насипна щільність матеріалу (об'ємна маса); Ш - коефіцієнт заповнення посудини; z - число циклів за годину.

12. Конвейєри. Основні види, їх характеристика. Конструкції конвейєрів, галузі використання

Машини та обладнання для переміщення насипних вантажів безперервним потоком, а штучних - з певним інтервалом називають машинами безперервної дії або конвейєрами.

Характерною особливістю цих машин є те, що їх завантаження і розвантаження відбувається без зупинки при безперервному русі робочого органу.

За конструктивними ознаками робочого органу конвейєри поділяють на дві основні групи: з гнучким тяговим органом та без нього.

До конвейєрів з гнучким органом належать стрічкові; ланцюгові; скребкові; ковшові; підвісні; візкові.

До конвейєрів без гнучкого тягового органу належать: гвинтові; роликові; інерційні.

Стрічковий конвейєр (Рис.12.1) складається з гнучкої замкненої заздалегідь натягненої стрічки 2, яка одночасно є вантажонесучим і тяговим органом; привідного 1 і натяжного 6 барабанів; роликових опор 4 і 8 для підтримання робочих і неробочих віток стрічки; привода, який складається з одного або кількох барабанів, редуктора, двигуна і муфт; натяжного пристрою 7; опорної металоконструкції 9; завантажувального 5 і розвантажувального 3 пристроїв; очисного обладнання.

Рис. 12.1 - Стрічковий конвеєр

Переваги стрічкових конвеєрів: простота конструкції, надійність і зручність обслуговування; можливість повної автоматизації із застосуванням систем регулювання та контролю; можливість розвантажування вантажу в будь-якому місці траси конвеєра.

Недоліки: велика вартість і недостатня довговічність стрічки, неможливість транспортування вантажів високої температури, липких, гострокомкових.

Годинна продуктивність стрічкового конвеєра, кг/год:

,

де А - площа поперечного перерізу потоку матеріалу, м2; - лінійна швидкість руху робочого органу; - насипна щільність матеріалу, кг/м3. Або в кубометрах за годину:

;

Потужність стрічкового конвейєра наближено можна визначити за такою формулою:

,

де Lr - довжина горизонтальної проекції траси конвеєра, Н - висота підйому вантажу, С0 - питомий, зведений коефіцієнт опору, який показує, яка частина загального опору випадає на переміщення 1т вантажу на 1м шляху.

Размещено на Allbest.ru