Реферат Курсовая Конспект
Курс лекций по деталям машин Детали машин являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучаются основы проектирования машин и механизмов - раздел Образование, Курс Лекций По Деталям Машин «Детали Машин» Являются...
|
Курс лекций по деталям машин
«Детали машин» являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучаются основы проектирования машин и механизмов.
Машина – устройство, выполняющее преобразование движения, энергии, материалов и информации. В зависимости от функций, которые они выполняют, машины подразделяются на энергетические, транспортные, технологические, информационные и специальные.
Часть машин, преобразующая движение одного или нескольких тел в требуемое движение других тел, называется механизмом. Механизм состоит из следующих звеньев: входного, которому сообщается преобразуемое в дальнейшем механизмом движение, промежуточного и выходного, которое и совершает требуемое от механизма движение.
Любая машина (механизм) состоит из деталей. Деталь – такая часть машины, которую изготовляют без сборочных операций. Детали могут быть простыми (гайка, шпонка и т.п.) или сложными (корпус редуктора, станина станка и т.п.). Детали частично или полностью объединяют в узлы.
Узел – законченная сборочная единица, состоящая из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение (подшипник качения, муфта, редуктор и т.п.). Сложные узлы могут включать несколько простых узлов (подузлов); например, редуктор включает подшипники, валы с насаженными на них зубчатыми колесами и т.п.
Среди большого разнообразия деталей и узлов машин выделяют такие, которые применяют почти во всех машинах (болты, валы, муфты, механические передачи и т.п.). Эти детали (узлы) называют деталями общего назначения и изучают в курсе «Детали машин». Все другие детали (поршни, лопатки турбин, гребные винты и т.п.) относятся к деталям специального назначения и изучаются в специальных курсах.
Детали общего назначения применяют в машиностроении в очень больших количествах, поэтому любое усовершенствование методов расчета и конструкции этих деталей, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит значительный экономический эффект.
На развитие современного курса «Детали машин» большое влияние оказывает быстрый прогресс отечественного и зарубежного машиностроения. Этот прогресс требует все более широкой стандартизации и унификации деталей общего назначения, а также их изготовления в массовых количествах на специализированных заводах. В условиях массового и специализированного производства значение курса «Детали машин» возрастает.
Основные требования к конструкции деталей машин. Совершенство конструкции детали оценивается по ее надежности и экономичности. Под надежностью понимают свойство изделия сохранять во времени свою работоспособность. Экономичность определяют стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию.
Основные критерии работоспособности – прочность, жесткость, износостойкость, коррозионная стойкость, теплостойкость, виброустойчивость. Значение того или иного критерия для данной детали зависит от ее функционального назначения и условий работы. Например, для крепежных винтов главным критерием является прочность, а для ходовых винтов - износостойкость.
Прочность является главным критерием работоспособности большинства деталей. Непрочные детали разрушаются в процессе эксплуатации машины. Различают разрушение деталей вследствие потери статической прочности или сопротивления усталости. Потеря статической прочности происходит тогда, когда значение рабочих напряжений превышает предел статической прочности материала (например, ). Потеря сопротивления усталости происходит в результате длительного действия переменных напряжений, превышающих предел выносливости материала (например, ). Сопротивление усталости значительно понижается при наличии концентраторов напряжений, связанных с конструктивной формой детали (галтели, канавки и т.п.) или с дефектами производства (царапины, трещины и пр.).
Жесткость характеризуется изменением размеров и формы детали под нагрузкой. Значение расчетов на жесткость возрастает в связи с широким внедрением высокопрочных сталей, у которых увеличиваются характеристики прочности (,), а модуль упругости (характеристика жесткости) остается почти неизменным. При этом часто встречаются случаи, когда размеры, полученные из расчета на прочность, оказываются недостаточными по жесткости.
Изнашивание – процесс постепенного изменения размеров деталей в результате трения. При этом увеличиваются зазоры в подшипниках, направляющих, зубчатых зацеплениях и т.п. Увеличение зазоров снижает качественных характеристики механизмов – мощность, КПД, надежность, точность и т.п.
Коррозия – процесс постоянного разрушения поверхностных слоев металла в результате окисления. Коррозия особенно опасна для поверхностей трения и деталей, работающих при переменных напряжениях. При этом существенно сокращаются износостойкость и сопротивление усталости.
Для защиты от коррозии применяют антикоррозионные покрытия или изготовляют детали из специальных коррозионноустойчивых материалов, например нержавеющих сталей и пластмасс.
Теплостойкость. Нагрев деталей машин может вызвать следующие вредные последствия: понижение прочности материала и появление ползучести; понижение защищающей способности масляных пленок, а следовательно, увеличение изнашивания деталей; изменение зазоров в сопряженных деталях, которое может привести к заклиниванию или заеданию; понижение точности работы машины.
Чтобы не допустить вредных последствий перегрева на работу машины, выполняют тепловые расчеты и, если необходимо, вносят соответствующие конструктивные изменения (например, искусственное охлаждение).
Виброустойчивость. Вибрация вызывает дополнительные переменные напряжения, приводящие к усталостному разрушению деталей, снижению точности обработки, ухудшению качества поверхности обрабатываемых деталей, увеличению шумовых характеристик механизмов и резонансным колебаниям.
Особенности расчета деталей машин. Для того, чтобы составить математическое описание объекта расчета, в инженерных практике реальные конструкции заменяют идеализированными моделями или расчетными схемами. При этом расчет становится приближенным. В приближенных расчетах большое значение имеют правильный выбор расчетной модели, умение оценить главные и отбросить второстепенные факторы. Погрешности приближенных расчетов существенно снижаются при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта вырабатывают нормы и рекомендации, например, нормы допускаемых напряжений и коэффициентов запаса прочности, рекомендации по выбору материалов, расчетной нагрузки и т.п.
В инженерной практике встречаются два вида расчета: проектный и проверочный. Проектный расчет – предварительный упрощенный расчет, выполняемый в процессе разработки конструкции детали (машины) в целях определения ее размеров и материала. Проверочный расчет – уточненный расчет известной конструкции, выполняемый в целях проверки ее прочности или определения норм нагрузки. В процессе проектирования расчет и чертежную проработку конструкции выполняют параллельно. При этом ряд размеров, необходимых для расчета, определяется по эскизному чертежу, а проектный расчет приобретает форму проверочного для намеченной конструкции. В поисках лучшего (оптимального) варианта конструкции часто приходится выполнять несколько вариантов расчета. В сложных случаях поисковые расчеты удобно выполнять на ЭВМ.
Расчет прямозубых цилиндрических передач на прочность
Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартизован ГОСТ 21354-87.
Силы в зацеплении. На рис. - нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу - , переносят в полюс и раскладывают на окружную , и радиальную . По заданным и определяют
и через нее выражают все другие составляющие:
, .
Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление (см. рис.). Поэтому расчет контактных напряжений принято выполнять при контакте в полюсе зацепления. Контакт зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусамии . При этом контактные напряжения определяют по формуле
.
Для прямозубых передач
/
Радиусы кривизны эвольвент зубьев в точке контакта (рис. 8.18)
; .
По формуле
,
где , знак «+» - для наружного, а «-» - для внутреннего зацепления.
(8.7) Заменяя
и подставляя в формулу получаем
.
Параметр по ГОСТ 16532-70 называют передаточным числом и определяют как отношение большего числа зубьев к меньшему независимо от того, как передается движение: от к или от к . Это передаточное число отличается от передаточного отношения , которое равно отношению угловых скоростей ведущего колеса к ведомому и которое может быть меньше или больше единицы, положительным или отрицательным. Применение вместо связано только с принятой формой расчетных зависимостей для контактных напряжений [см. вывод формулы (8.9), где выражено через (меньшее колесо), а не через (большее колесо)]. Величина контактных напряжений, так же как и передаточное число , не зависит от того, какое колесо ведущее, а величина передаточного отношения зависит . Однозначное определение позволяет уменьшить вероятность ошибки при расчете. Передаточное число относится только к одной паре зубчатых колес. Его не следует применять для обозначения передаточного отношения многоступенчатых редукторов, планетарных, цепных, ременных и других передач. Там справедливо только обозначение .
Величины расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса. Поэтому расчет выполняют для того из колес пары, у которого меньше допускаемое напряжение - см. ниже (чаще это бывает колесо, а не шестерня).
Формулу используют для проверочного расчета, когда все необходимые размеры и другие параметры передачи известны. При проектном расчете необходимо определить размеры передачи по заданным основным характеристикам: крутящему моменту или и передаточному числу .
С этой целью формулу решают относительно . Другие неизвестные параметры оценивают приближенно или выбирают по рекомендациям на основе накопленного опыта. В нашем случае принимаем ; =200 (0,6428), 1,15 (этот коэффициент зависит от окружной скорости , которая пока неизвестна, поэтому принято некоторое среднее значение - см. табл. 8.3). При этом из составляющих коэффициента [см. формулу (8.4)] остаются и . Далее обозначаем - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.
Подставляя в формулу (8.10) и решая относительно , находим
.
Решая относительно межосевого расстояния , заменяем ; и вводим - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
После преобразований с учетом зависимости
Получим
.
При расчетах передач с цилиндрическими зубчатыми колесами чаще используют формулу (8.13), так как габариты передачи определяет преимущественно межосевое расстояние.
Расчет значений допускаемого напряжения . Значение оценивают в соответствии с заданной (или выбранной) схемой передачи и значением , которое рассчитывают по формуле , где значение заранее выбирают по рекомендациям. При выборе учитывают следующее. Увеличение или относительной ширины колес позволяет уменьшить габариты и массу передачи, но вместе с этим требует повышенной жесткости и точности конструкции. В противном случае возрастает неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Может оказаться, что положительное влияние увеличения ширины колес не компенсирует вредного влияния увеличения неравномерности нагрузки.
Выбор модуля и числа зубьев. В формуле
модуль и число зубьев непосредственно не участвуют. Они входят в эту формулу косвенно через , который определяется произведением . Из этого следует, что значение контактных напряжений не зависит от модуля или числа зубьев в отдельности, а определяется только их произведением или диаметрами колес. По условиям контактной прочности при данном модуль передачи может быть сколь угодно малым, лишь бы соблюдалось равенство .
Минимально допускаемое значение модуля можно определить из условий прочности зубьев на изгиб. Однако при таком расчете в большинстве случаев получают зацепления с оченьмелкими зубьями, применение которых практически ограничено. Поэтому величину обычно выбирают, ориентируясь на рекомендации, выработанные практикой, и затем проверяют изгибную прочность зубьев. В этих рекомендациях учитывают следующее.
Мелкомодульные колеса с большим числом зубьев предпочтительны по условиям плавности хода передачи (увеличивается коэффициент торцового перекрытия - ) и экономичности. При малых уменьшаются потери на трение (уменьшается скольжение), сокращается расход материала (уменьшается наружный диаметр ) и экономится станочное время нарезания зубьев (уменьшается объем срезаемого материала).
Крупномодульные колеса с большим объемом зубьев дольше противостоят износу, могут работать длительное время после начала выкрашивания, менее чувствительны к перегрузкам и неоднородности материала (дефекты литья и т. п.). При мелком модуле возрастают требования к точности и жесткости передачи, так как увеличивается возможность поломки зубьев вследствие концентрации нагрузки, в особенности при перегрузках. При ориентировочной оценке величины можно использовать рекомендации.
Выбрав по этой таблице , определяют
,
где
.
Значение согласуют со стандартом. Для силовых передач обычно рекомендуют принимать >1,0мм.
При известном модуле определяют и уточняют все остальные параметры передачи.
Для передач без смещения
; ; ;
; /
Должно быть, где - определяют по таблице в зависимости от передачи (прямозубая, косозубая или шевронная).
Для уменьшения шума в быстроходных передачах рекомендуют брать >25. Для окончательного утверждения выбранной величины модуля необходимо проверить прочность по напряжениям изгиба.
В случае неудовлетворительного результата изменяют и определяют новые значения z.
При проверке можно получить значительно меньше, что не является противоречивым или недопустимым, так как нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб. Если расчетное значение превышает допускаемое, то применяют колеса, нарезанные с положительным смещением инструмента, или увеличивают . Это значит, что в данной передаче (при данных материалах) решающее значение имеет не контактная прочность, а прочность на изгиб. На практике такие случаи встречаются у колес с высокотвердыми зубьями при Н>50...60 HRC (например, цементированные зубья).
Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба. Зуб имеет сложное напряженное состояние. Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель. Здесь же наблюдается концентрация напряжений. Для того чтобы по возможности просто получить основные расчетные зависимости с учетом влияния основных параметров на прочность зубьев, рассмотрим вначале приближенный расчет, а затем введем поправки в виде соответствующих коэффициентов. Допустим следующее:
1. Нагрузка в зацеплении передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба. Практика подтверждает, что этот худший случай справедлив для 7-й, 8-й и более низких степеней точности, ошибки изготовления которых не могут гарантировать наличие двухпарного зацепления.
2. Зуб рассматриваем как консольную балку, для которой справедливы гипотеза плоских сечений.
Силу переносим по линии действия на ось симметрии зуба и раскладываем на составляющие и . При этом радиус приложения окружной силы будет несколько больше радиуса начальной окружности. Пренебрегая этой разностью, для расчета сил и используем формулы
, .
Напряжение в опасном сечении, расположенном вблизи хорды основной окружности,
Где - момент сопротивления сечения при изгибе; - площадь; , и указаны на рис.
Знак «-» в формуле указывает, что за расчетные напряжения принимают напряжения на растянутой стороне зуба, так как в большинстве случаев практики именно здесь возникают трещины усталостного разрушения (для стали растяжение опаснее сжатия).
Размеры и неудобны для расчетов. Используя геометрическое подобие зубьев различного модуля, их выражают через безразмерные коэффициенты:
и ,
где - модуль зубьев.
После подстановки и введения расчетных коэффициентов получают
,
где - коэффициент расчетной нагрузки; - теоретический коэффициент концентрации напряжений. Далее обозначают
- коэффициент формы зуба.
Для колес с внутренними зубьями приближенно можно принимать =3,5...4, большие значения - при меньших.
При этом для прямозубых передач расчетную формулу записывают в виде
,
где - допускаемое напряжение изгиба.
Для проектных расчетов по напряжениям изгиба формулу решают относительно модуля путем замены , , , тогда
И далее, принимая приближенно = 1,5 , получают
Величины и задают согласно рекомендациям.
Из формул следует, что - безразмерный коэффициент, значения которого зависят только от формы зуба (, , ) и в том числе от формы его галтели (коэффициент ). Форма зуба при одинаковом исходном контуре инструмента зависит от числа зубьев и коэффициента смещения инструмента х. Рассмотрим эту зависимость.
Влияние числа зубьев на форму и прочность зубьев. На рис. показано изменение формы зуба в зависимости от числа зубьев колес, нарезанных без смещения с постоянным модулем. При колесо превращается в рейку, и зуб приобретает прямолинейные очертания. С уменьшением уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а также увеличивается кривизна эвольвентного профиля. Такое изменение формы приводит к уменьшению прочности зуба. При дальнейшем уменьшении появляется подрезание ножки зуба (штриховая линия на рис., прочность зуба существенно снижается. При нарезании инструментом реечного типа для прямозубых передач число зубьев на границе подрезания =17.
Рассмотренное влияние числа зубьев на прочность справедливо при постоянном модуле, когда с увеличением увеличиваются и диаметры колес. При постоянных диаметрах с изменением изменяется модуль. В этом случае изменяются не только форма, но и размеры зуба. С увеличением форма улучшается, а размеры уменьшаются (уменьшается ). Уменьшение модуля снижает прочность зуба на изгиб.
ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Червячная передача относится к передачам зацепления с перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания обычно равен 900. Возможны и другие углы, отличные от 900, однако такие передачи применяют редко.
Движение в червячных передачах преобразуется по принципу винтовой пары или по принципу наклонной плоскости.
– Конец работы –
Используемые теги: курс, лекций, деталям, машин, детали, машин, являются, первым, расчетно-конструкторских, курсов, котором, изучаются, основы, проектирования, машин, механизмов0.173
Если Вам нужно дополнительный материал на эту тему, или Вы не нашли то, что искали, рекомендуем воспользоваться поиском по нашей базе работ: Курс лекций по деталям машин Детали машин являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучаются основы проектирования машин и механизмов
Если этот материал оказался полезным для Вас, Вы можете сохранить его на свою страничку в социальных сетях:
Твитнуть |
Новости и инфо для студентов