Основные принципы проектирования Расчеты деталей машин на прочность, жесткость и устойчивость Выполнение компоновочных чертежей редуктора Резьбовые соединения Расчет передач на сопротивление усталости

Детали машин Основные принципы проектирования

Цепная передача – механизм для передачи вращательного движения между параллельными валами с помощью жестко закрепленных на них зубчатых колес – звездочек и охватывающей их многозвенной гибкой связи с жесткими звеньями, называемой цепью. Цепные передачи находят широчайшее применение в различных подъемных (например, в многоковшовых элеваторах) и транспортирующих устройствах. Применение цепных передач в этих случаях упрощает конструкцию узлов машин, повышает их надежность и производительность. В этих устройствах применяются цепи самых разных конструктивных типов.

Резьбовые соединения

Критерии работоспособности и расчета

Винты (болты), как правило, работают со значительной силой начальной затяжки. Поэтому для большей части винтов в машиностроении применяют расчеты на статическую прочность. Потеря работоспособности винтов в указанных условиях нагружения может произойти по одной из следующих причин (рисунок 1.1):

1 – повреждение или разрушение резьбы (смятие, срез, изгиб);

2 – разрыв стержня винта по резьбе или переходному сечению;

3 – разрушение стержня винта у головки.

По указанным критериям работоспособности производят расчет винтов при стандартизации.

1.2 Расчет винтов, нагруженных осевой силой

(без начальной затяжки)

Расчет винтов, нагруженных только осевой силой, проводят из условия прочности на растяжение, принимая за опасное сечение – сечение по внутреннему диаметру резьбы , мм:

, (1.1)

откуда

, (1.2)

где  – осевая сила, Н;  – площадь поперечного сечения, мм2;  – допускаемое напряжение материала винта при деформации растяжения, МПа (см. таблицу 1.2).

По найденному значению  подбирается стандартный болт (см. таблицу 1.4).

Расчет винтов, нагруженных осевой силой затяжки и крутящим моментом затяжки

Для большинства винтов момент, скручивающий стержень винта, равен моменту трения в резьбе , Н·мм, так как момент трения на торце гайки или головки винта через стержень винта не передается. Только в установочных винтах к моменту в резьбе прибавляется момент трения на конце винта.

Для данного случая винт находится в сложном напряженном состоянии: испытывает совместное действие деформаций растяжения и кручения. По критерию удельной потенциальной энергии формоизменения (четвертой теории прочности) эквивалентное напряжение  определяется по формуле

,

где σ – нормальное напряжения от деформации растяжения, МПа; τ – касательное напряжение от деформации кручения.

Учитывая, что

,

получим

,

где  – осевая сила затяжки, Н;  – полярный момент инерции, мм3.

Упрощено расчет ведется на растяжение по формулам (1.1) и (1.2), при этом деформация кручения учитывается увеличением осевой силы затяжки на 25…30 %, т.е.

,

откуда

. (1.3)

 

 

Расчет резьбовых соединений при нагружении силами, сдвигающими детали в плоскости стыка

Расчет винтовых соединений при нагружении силами в плоскости стыка выполняют в зависимости от типа соединения:

Болт поставлен в отверстие деталей без зазора (рисунок 1.2, а). Считается, что вся нагрузка передается стержнем болта. При расчете силы трения в стыке не учитываются, так как затяжка болта не обязательна. В данном случае определяется диаметр стержня болта из условия прочности на срез формуле:

, (1.4)

откуда

, (1.5)

где  – внешняя нагрузка, Η;   – диаметр стержня болта, мм;  – число стыков (плоскостей среза) в соединении (на рисунке 2.1,а показано односрезное соединение, т.е. );  – допускаемое напряжение материала болта на срез, МПа;  – предел текучести материала болта, МПа (см. таблицу 1.1).

После определения диаметра стержня болта  следует проверить соединение на смятие по формуле

,

откуда

, (1.6)

где  – расчетная площадь смятия, мм2;  – высота участка смятия, мм;  – допускаемое напряжение на смятие, МПа (см. таблицу 1.2).

Рисунок 1.2 – Соединение нагружено силами в плоскости стыка

Болт поставлен в отверстие с зазором (рисунок 1.2, б). В данном случае внешняя поперечная нагрузка  должна быть уравновешена силами трения в стыке.

Сила затяжки болта определяется по закону Кулона – Амонтона:

,

или

, (1.7)

где  – сила трения между соединяемыми деталями, Н;  – число стыков (плоскостей среза) в соединении  – коэффициент трения в стыке (для сухих чугунных и стальных поверхностей );  – нормальная нагрузка, равная силе затяжки, Н;  – коэффициент запаса по сдвигу деталей (при статической нагрузке ; при переменной нагрузке ).

Из формулы (1.7) получаем зависимость для определения необходимой силы затяжки:

. (1.8)

В соединении, в котором болт поставлен с зазором, внешняя нагрузка не передается на болт. Поэтому болт рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Предварительно найдя значение силы затяжки по формуле (1.8), затем определяют внутренний диаметр резьбы  болта по формуле (1.3).

 

Расчет соединяемых деталей (листов) Разрушение листа (детали) по сечению, ослабленному отверстием, может происходить под действием больших статических нагрузок. Номинальное растягивающее напряжение в этом сечении также должно удовлетворять условию прочности по допускаемым напряжениям при растяжении для материала деталей

Особенности расчета соединений широких листов

Материалы заклепок и допускаемые напряжения Заклепки изготовляют из стали, меди, латуни, алюминия и других металлов. Материал заклепок должен обладать пластичностью и не принимать закалки. Высокая пластичность материала облегчает клепку и способствует равномерному распределению нагрузки по заклепкам.

Расчет резьбовых соединений с предварительной затяжкой, нагруженных внешней осевой силой

Достоинства цепных передач: 1. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 8 м). 2. Возможность передачи движения одной цепью нескольким валам. 3. Отсутствие проскальзывания, а следовательно, и стабильность передаточного отношения при уменьшенной поперечной нагрузке на валы и на их опоры. 4. Относительно высокий КПД (0,96…0,98 при достаточной смазке). Недостатки цепных передач: 1. Повышенная шумность и виброактивность при работе вследствие пульсации скорости цепи и возникающих при этом динамических нагрузок. 2. Интенсивный износ шарниров цепи вследствие ударного взаимодействия со впадиной звездочки, трения скольжения в самом шарнире и трудности смазки. 3. Вытягивание цепи (увеличение шага между шарнирами звеньев) вследствие износа шарниров и удлинения пластин. 4. Сравнительно высокая стоимость.
Смотреть онлайн порево жесткое.
Критерии работоспособности и расчета