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
Fтр=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 Nр 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= NP+UR+Ut +UV
где UR – поправка на обмятие микронеровностей призапресовки
Ut – поправка на температурную деформацию
UV – 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 Fа и равномерно вращающейся под действием силы Fт приложенной к окружности диаметра резьбы. Т.к. элемент гайка находится в равновесии то Ft=Fa*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=(Fd*l*sinψ)/(FT*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:
σсм=(2Т/dсрZhlψ)<=[σ]см
где Т – вращающий момент; dcp – 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
dср= (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= ha+hа ha=h*a×m hf=( h*a +C)m
Угол наклонной линии зуба
Pt=Pn/cosβmt=mn/cosβmt=Pt/π