Вопросы на экзамен по ДМ (детали машин)

Скачать работу - Вопросы на экзамен по ДМ (детали машин)

Классификация мех-их передач 1 по принципу передачи движения а) передачи зацепления: зубчатые, червячные, цепные. б) передачи трением: фрикционные, ременные 2 по способу соединения деталей передач а) передача с непосредственным контактом б) передача с гибкой связью (цепные, ременные) Основные критерии работоспособности и расчёта деталей машин. Общие сведения.

Работоспособность – состояние объекта при котором способен выполнять заданные функции сохраняя значения заданных параметров в пределах установленной техническо-нормативных документаций.

Основные критерии работоспособности д.м. является: Прочность, жёсткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость. При конструирование д.м. расчёт ведут обычно по одному или двум критериям, остальные критерии удовлетворяются заведомо или не имеют практического значения рассматриваемой детали.

Прочность – критерии работоспособности и расчёта деталей машин.

Прочность – способность детали сопротивляться разрушению Прочность оценивается нескольким способами: а) по доп. напряжению ] ] экв ] б) по коэф. запаса прочности S = пред / >=[ S ] S = пред / >=[ S ] в) по вероятности безотказной работы Жёсткость Способность детали сопротивляться изменению формы под действием приложенных нагрузок наз. жёсткость f f ] ] f и [ f ] прогибы и доп прогибы и [ ] углы поворота и доп углы поворота Понятие критерии жёсткости входят устойчивость – критерий работоспособности длинных и тонких стержней, а также тонких пластин подвергающихся сжатию продольными силами и оболочек испытывающих внешнее давление.

Износостойкость Сопротивление д.м. изнашиванию наз износостойкость Изнашивание – разрушение поверхностных слоёв при трении; уменьшение размеров сечения, изменение состояние поверхности. Виды: 1 механическая – основным является абразивная 2 малекулярно-механическая – изнашивание при схватывании которое происходит в следствии малек сил взаимодействии трущихся поверхностей с незначительной твёрдостью 3 Коррозионно-механический – при котором мех изнашивания сопровождается хим и электрохимическим взаимодействием материала со средой 4 Коррозионно-механическая при котором изнашивание пов-тей происходит под действием быстродвижущихся окружающих сред. Меры уменьшения изнашивания: хорошая смазываемость , увел твёрдости поверхности, правильно выбор материала трущейся пары. Пути экономии материала при проектирования. 1 выбор оптимальной схемы машины или узла 2 уточнение расчётов, снижение коэф запаса прочности 3 выбор оптимальных типов деталей и конструктивных исполнений 4Выбор оптимальных параметров деталей и агрегатов (расчётных скоростей, основных конструктивных соотношений и т.д.) т.к. размеры деталей определяется величенной передаваемого момента, а не мощностью. Р=Т * =Т/ W р ] 5 выбор оптимальных материалов и термической обработки применение поверхностных упрочнений биметаллических изделий 6 применение метало сберегающих технологий изготовления деталей. Выбор материала Три критерия выбора материала 1 эксплутационный – материал должен удовлетворять условиям работы 2 технологический – материал должен удовлетворять возможности изготовлении детали при выбранном технологическом процессе 3 экономический материал должен быть выгодным с точки зрения стоимости детали Общие сведения о сварных соединениях Сварные соединения – неразъёмные соед основанные на использование сил молекулярно-механические сцепления и получаемые путём местного нагрева кромок деталей до расплавленного (сварка плавлением) или пластического состояния с последующим применением механической силы (контактная). В соответствии со способом разогрева кромок соед деталей различают три сварки: газовая; эл-дуговая; лазерная , плазменная и т.д.

Достоинства: 1 достаточно высокая прочность особенно при статических нагрузках. 2 хорошая технологичность процесса сварки. 3 возможность автоматизации процесса сварки. 4 достаточно высокая герметичность соединения. 5 экономия материала Недостатки: 1 остаточные напряжения. 2 коробление конструкций. 3 образование различных дефектов сварного шва (не провар, шлаковые включения, подрез) которые в значительной степени могут устранены автоматизацией процесса сварки.

Сварные соединения по взаимному расположению соединяемых элементов подразделяются : а) стыковые б) нахлёсточные в) тавровые г) угловые. Расчёт сварных швов на прочность.

Стыковые сварные швы рассчитывают по расчётному сечению соединяемых эл-тов деталей без учёта усиления швов, швы с усилением применять не рекомендуется. При совместном действии на стыковой шов изгибающего момента и растягивающий (сжимающей) силы. = M / W c + F / A ] p где W c = S * l 2 /6 –осевой момент расчётного шва A = S * l – площадь шва [ ] p - допускаемое напряжения сварного шва Угловые швы рассчитывают на срез по расчётному сечению расположенного в плоскости биссектрисы прямого угла поперечного сечения шва. При расчёте сварных конструкций допускаемое напряжение материала сварных швов при статических нагрузках принимают в зависимости от вида сварки, напряжённого состояния шва и от допускаемого напряжения на растяжение материала свариваемых деталей. При переменных напряжениях в сварных швах допускаемые напряжения понижают умножением на . где R – коэф ассиметрии цикла К эф – эффективный коэф концентрации напряжения сварных швов a и b коэф (табулированы от марки материала) Тавровое сварное соединение выполненное с разделкой кромок деталей или с глубоким приплавлением кромок деталей рассчитывают как стыковой шов, а без разделки как угловой шов. Общие сведения и расчёт на прочность паяных соединений Паяные соединения это неразъёмные соед обеспеченные силами молекулярными воздействиями м/у соед деталями и припоем Отличие : отсутствие высоко температурного нагрева и расплавляемых деталей, что устраняет коробление и позволяет соединять детали с тонкостенными элементами Припой - сплав или материал вводимый в расплавленном состоянии в зазор м/у соединяемыми элементами деталей.

Припои должны быть легкоплавкими, хорошо смачивать соединяемые поверхности, обладать прочностью, пластичностью, непроницаемостью. Типы паянных соединений: в нахлёстку, телескопический, встык, вскок, втавр, соприкасающийся. Расчёт на прочность для стыковых Условие прочности = F / A p Где А – площадь A = S * B [ ] p – допускаемое напряжение материала паяного шва = F / A ] ср А= l * B Общие сведения о клеевых соединений Клеевые соединения – неразъёмные соединения деталей клеящим веществом за счёт сил поверхностного схватывания (отгезией) и внутренней межмолекулярной связей (кагезией) клеюшим слоем.

Достоинства: 1 возможность соединения деталей из разного материала 2 соединение очень тонких листов не подвергающиеся сварки и пайки 3 герметичность 4 высококоррозионная стойкость 5 пониженная концентрация напряжений 6 небольшая масса Недостатки: 1 сравнительно невысокая прочность особенно при неравномерном отрыве, что накладывают требования на конструкцию 2 ограниченная теплостойкость 3 снижение прочности с течением времени (старение) 4 высокие требования технологии производства соединения Виды: нахлёсточные, стыковые по косому срезу, с накладками Общие сведения о соединениях деталей с натягом.

Соединение с натягом это условное неразъёмное соединения которые широко используется в конструкции машин, для передач вращающего момента от вала к ступицы детали или наоборот . Достоинства: 1 простота конструкций 2 хорошее центрирование соед деталей 3 восприятие значительных статических и динамических нагрузок.

Недостатки: 1 монтаж и демонтаж соединении требует дополнительных соединений 2 как правило уменьшение натяга соед деталей и повреждение их сопрягаемых поверхностей при разборки и последующей сборки 3 требование повышенной точности изготовления детали при одновременной пониженной шероховатости сопрягаемых поверхностей.

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 F тр = fN = f dDl 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 N р и диаметром сопряжённых поверхностей d зависимостью Ляли где Е 1 , Е 2 ; М 1 , М 2 – соответственно модули нормальной упругости и коэф Пуассона материалов охватывающий и охватываемой детали С 1 , С 2 – коэф жёсткости Минимальный тредуемый натяг обеспечения работоспособности соединения равен: N min = N P +U R +U t +U V где U R – поправка на обмятие микронеровностей призапресовки U t – поправка на температурную деформацию U V – 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 F а и равномерно вращающейся под действием силы F т приложенной к окружности диаметра резьбы. Т.к. элемент гайка находится в равновесии то F t = F a * tg ( + ) 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= F кл* L кл ; L кл=15 d При затяжке резьбового соединения Тзав расходится на преодоление моментов сил трения резьбы Тр и на опорной поверхности гайки Т m Тзав= Тр+Т m Сила трения Трез=1/2* F зат* d 2 = F зат* d 2 * tg ( + ) На опорной поверхности d 2 – внутренний диаметр Т m =1/2 F зат* f *( Pd 0 /2) КПД винтовой пары представляет главным образом для механизмов с резьбами, для передачи движения =( F d * l * sin )/( F T * l * cos )= tg / tg ( + ) – отношение полезной работы к затраченной tg = P / * d 2 = nP / d 2 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: см =(2Т/ d ср Zhl ) ] см где Т – вращающий момент; d cp – средний диаметр по высоте зуба ; Z – число зубьев; h – раб высота зуба; l – длина соединения ; – 0,7-0,8 коэф неравномерности распределения нагрузки м/у зубьями d ср = (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 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: – к начальной окружности b – к основной окр a – к окр вершин f – к окр и параметр впадин h= h a +h а h a =h* a m h f = ( h* a +C)m Угол наклонной линии зуба P t = P n / cos m t = m n / cos m t = P t / Для пары колес зацепления модули должны быть одинаковыми . Модули стандартизованы и принимают из дискретного ряда предпочтительных чисел, для косозубых цилиндр колёс стандартным принимают нормальный модудь . d=Zm / cos d a =d+2h a d f =d-2h f Основными кинемат хар-ками зуб зацепление явл передаточное отношение и коэф торцового перекрытия = Z 2 / Z 1 = d 2 / d 1 = 1 / 2 = n 1 / n 2 = / где - угол поворота зуб колеса от входа в зацепления торцевого профиля зуба до его выхода из зацепления – угловой шаг =360/ t Силы в зацепление цилиндрических зубчатых передач.

Элементарной силы давления одного колеса на другое распределены по длине контактных линий зубьев и направлены по нормали к соприкасающимися поверхностями Действие этого распределённого давления статически эквивалентна действию сосредоточенной в точке F n силы. Для последующих расчётов валов и опор данную силу удобно разложить на 3 ортогональных составляющих. F t – окружная сила лежащая в плоскости вращения по касательной к делительной (нормальной) окр . F 2 – радиальная сила в плоскости вращения и направлена по радиусу к центру вращения F a – осевая сила направлена оси вращения . Рассмотрим цилиндр передачу без смещения. F t =2 T / d d – делительный диаметр F 2 = F t tg / cos =20 угол профиля – наклон линии зуба F a =F t tg F n =F t / cos cos Основы расчёта зубьев цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность. С учётом всех аналитических зависимостей и подставляя их в формулу Герца получаем основную формулу зуб пер на контактную прочность. Где Z e – коэф учитывающий мех св-ва матер. шестерни и кол Z – коэф учитывающий суммарную длину контактных линий Z n – коэф учитывающий форму сопряжённых пов-тей зубьев K n – коэф нагрузки F t –окружная сила i –передаточ отношение d 1 – делительный шестерни b w – ширина зубчатого венца На основании данной основной формулы с учётом следующих допущений: Е 1 =Е 2 =2,1*10 5 М 1 =М 2 =0,3 =1,6 =10 Передача без смещения: x 1 + x 2 =0 получим формулу проектировочного расчёта Где Ка=49,5 для прямозуб колёс Ка=43 для косозуб клёс Т 2 – момент на ведомом валу Н/мм ba – коэф ширины венца по межосевому расстоянию Виды повреждения зубчатых колёс.

Появление значительного и черезмерного нагрева свидетельствует о недостатках в работе передач связанной с её конструкцией, изготовлением, неправильного выбора смазочного материала, или возможными повреждениями зубьев. Виды повреждения зубьев: 1 их поломка 2 усталостное выкрашивание и абразивный износ поверхности 3 заедание 4 повреждение торцов зубьев 5 пластическое течение материалов. КПД зуб передач Потери мощности в зуб передачах складывается из потерь: Трения зацепления; на разбрызгивание масла; в опорах =1-( з + р + оп )= з р сп Потери в зацеплении растут с увеличением шероховатости пов-ти , с уменьшением вязкости, и с уменьшением скорости.

Потери на размешивание и разбрызгивание масла растут с увеличением вязкости масла, окружной скорости , ширины колёс, глубины погружения. Общие сведения о червячных передачах. Черв передача относятся к передачи зацепления с перекрещивающими осями.

Состоит из червяка и червячного колеса.

оценка стоимости азс в Орле
оценка помещения для аренды в Брянске
экспертиза мотоцикла в Смоленске