Основы конструирования, детали машин

1.9 Список основной литературы
Орлов П.И. Основы конструирования – М.: Машиностроение, 1977
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991.
Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.
Иосилевич Г.Б. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1988.
Тажибаев С.Д., Тажибаев Т.С. Проектирование деталей и узлов машин на
ЭВМ. – Алматы: Республиканский издательский кабинет Казахской
академии образования им. И. Алтынсарина, 2000.
6. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. –
М.: Машиностроение, 2004.
1.
2.
3.
4.
5.
1.10 Список дополнительной литературы
7. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:
Высшая школа, 1987.
8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая
школа, 1991.
9. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. – М.:
Машиностроение, т.1, т. 2, т. 3, 1999.
10.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.:
Высшая школа, 2001.
11.Единая система конструкторской документации: Основные положения. -М.:
Издательство стандартов, 1985.
12.Прохоров А.Ф. Конструктор и ЭВМ. - М.: Машиностроение, 1987.
13.Вышнепольский И. С. Техническое черчение, 5 издание. - М.: Высшая
школа, Академия, 2001.
14.Бударагина А.А. Методические указания «Общие требования к выполнению,
оформлению и защите курсового проекта». Караганда: КарГТУ, 2003.
15.Бударагина А.А. Методические указания к выполнению курсового проекта
«Правила оформления пояснительной записки». Караганда: КарГТУ, 2004.
16.Райц Н.Р., Лимарева И.Г. Учебное пособие по работе в системе «АutoCAD».
Караганда: КарГТУ, 2005.
17.Им В.А., Касимов А.Т., Апачиди Н.К., Бударагина А.А., Сергеева Е.А.
Методические указания к лабораторной работе №1 по дисциплине «Основы
конструирования и детали машин». Караганда: КарГТУ, 2005
18.Им В.А., Касимов А.Т., Апачиди Н.К., Бударагина А.А., Сергеева Е.А.
Методические указания к лабораторной работе №1 по дисциплине «Основы
конструирования и детали машин». Караганда: КарГТУ, 2005
19.Эпов В.С., Им В.А., Эттель В.А. Методические указания к лабораторной
работе №3 по дисциплине «Основы конструирования и детали машин».
Караганда: КарГТУ, 2005
Механизмом называют систему твердых тел, предназначенную для
преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения
других тел (редуктор, коробка передач и др.).
Машиной называют механизм или устройство, выполняющее
механические движения, служащие для преобразования энергии, материалов
или информации с целью облегчения или замены физического или умственного
труда человека и повышения его производительности.
Любая машина состоит из деталей.
Деталь – часть машины, которую изготовляют без сборочных операций.
Детали могут быть простыми (винт, шпонка) или сложными (коленчатый вал,
станина станка). Несколько деталей, собранных в одно целое, образуют
сборочную единицу или узел. Среди множества разнообразных деталей и узлов
можно выделить такие, которые применяют в разных машинах: крепежные
винты, зубчатые колеса, валы, подшипники качения, муфты. Эти детали (узлы)
называют деталями (узлами) общемашиностроительного применения и
изучают в курсе "ОК и ДМ".
Другие детали – поршни, гребные винты, лопатки турбин и др. –
применяют только в одном или нескольких типах машин. Их относят к деталям
специального назначения и изучают в соответствующих курсах.
Детали и узлы общемашиностроительного применения изготовляют
ежегодно в больших количествах (в одном легковом автомобиле более пяти
тысяч типодеталей, более тридцати подшипников), поэтому знание основных
методов расчета, правил и норм проектирования, подтвержденных статистикой
эксплуатации, очень важно для конструкторской подготовки.
Среди общих правил конструирования можно отметить следующие три.
Первое. При проектировании рассчитывают на нормальные условия
эксплуатации. Так, если рассчитывать детали велосипеда из условий их
неповреждения при наезде на непреодолимое препятствие, то получится
перетяжеленная конструкция, которая будет трудна в эксплуатации.
Второе. Конструирование есть поиск оптимального компромиссного
решения. Часто при проектировании должны быть удовлетворены
противоречивые требования. Так, у боевого самолета должно быть
обеспечено и достаточное бронирование кабины пилота (что требует
увеличения массы) и необходимая дальность и скорость полета (что требует
снижения массы).
Третье. При конструировании должно быть выполнено условие
равнопрочности. Очевидно, что нецелесообразно конструировать отдельные
элементы машины с излишними запасами несущей способности, которые все
равно не могут быть реализованы в связи с отказом конструкции из–за
разрушения или повреждения других элементов.
Объекты изучения в курсе "ОК и ДМ":
1 Соединения и детали соединений. Соединения разделяют на разъемные
и неразъемные. Разъемные соединения допускают многократную переборку.
Их основные типы: резьбовые, шпоночные, шлицевые, клеммовые, на
закрепительных конических втулках.
Неразъемные соединения не допускают многократной переборки. Для
разборки такого соединения его нужно разрушить. Основные типы: сварные,
клеевые, паяные, заклепочные, соединения с натягом. Последние относят к
неразъемным условно, так как они позволяют проводить сборку и разборку, но
не многократно.
2 Детали передач. В курсе рассматривают механические передачи:
зубчатые, планетарные, волновые, червячные, фрикционные, ременные,
цепные, винт–гайка.
3 Детали, обслуживающие вращательное движение – валы и оси,
подшипники качения и скольжения, муфты приводов.
При изучении каждого из объектов будем рассматривать:
1. Назначение объекта (передачи, муфты, соединения).
2. Описание конструкции и принципа действия (работы).
3. Области применения.
4. Сравнительные достоинства и недостатки.
5. Условия работы и действующие нагрузки.
6. Характер и причины отказа – критерии работоспособности.
7. Применяемые материалы и сведения о технологии изготовления.
8. Методы расчета и конструирования (составление расчетной схемы;
проектировочный и (или) проверочный расчет по основным критериям
работоспособности; рекомендации по конструированию).
9. Направления совершенствования конструкции и методов расчета.
10. Контрольные вопросы по теме.
При
выполнении
курсового
проекта
дополнительно
изучают
проектирование корпусных деталей (корпусов, рам, плит), деталей
смазывающих устройств, упругих элементов и др.
Детали машин должны удовлетворять двум основным условиям:
надежности и экономичности. Под экономичностью понимают минимально
необходимую стоимость проектирования, изготовления и эксплуатации.
Тема 2 Основные понятия и показатели надежности (0,5 часа)
План лекции:
1. Основные определения
2. Основные показатели надежности
Надежность – свойство изделия сохранять во времени способность к
выполнению требуемых функций в заданных режимах и условиях применения,
технического обслуживания, хранения и транспортирования.
Надежность характеризуют состояниями и событиями.
Работоспособность – состояние изделия, при котором оно способно
нормально выполнять заданные функции.
Отказ – событие, заключающееся в полной или частичной утрате
работоспособности.
Показатели качества изделия по надежности: безотказность, долговечность
и ремонтопригодность.
Безотказность
–
свойство
изделия
непрерывно
сохранять
работоспособность в течение заданного времени.
Долговечность – свойство изделия длительно сохранять работоспособность
до наступления предельного состояния при соблюдении норм эксплуатации. Под
предельным понимают такое состояние изделия, при котором его дальнейшая
эксплуатация недопустима или нецелесообразна.
Ремонтопригодность
–
свойство
изделия,
заключающееся
в
приспособленности к поддержанию и восстановлению работоспособности путем
технического обслуживания и ремонта.
Временные понятия надежности: наработка, ресурс и срок службы.
Наработка – продолжительность или объем работы изделия (в часах,
километрах пробега, числах циклов нагружения).
Ресурс – суммарная наработка изделия от начала эксплуатации до перехода
в предельное состояние (в часах, километрах пробега и др.).
Срок службы – календарная продолжительность эксплуатации изделия от
начала до перехода в предельное состояние. Выражают обычно в годах. Срок
службы включает наработку изделия и время простоев.
Основными показателями надежности являются.
– по безотказности – вероятность безотказной работы и интенсивность
отказов;
– по долговечности – средний и гамма–процентный ресурс;
– по ремонтопригодности – вероятность восстановления.
Под вероятностью P(t) безотказной работы понимают вероятность того,
что в заданном интервале времени или в пределах заданной наработки не
возникает отказ изделия.
Если за время t наработки из числа N одинаковых изделий были изъяты из–
за отказов n изделий, то вероятность безотказной работы изделия:
(1)
Рt   N  n / N  1  n / N ,
Вероятность безотказной работы сложного изделия равна произведению
вероятностей безотказной работы отдельных его элементов:
Pt   P1 t   P2 t   ...  Pn t  ,
(2)
Если:
P1 t   P2 t   ...  Pn t 
то:
Pt   [ P1 t ] n ,
(3)
Отсюда следует, что чем больше элементов в изделии, тем ниже его
надежность.
Эксплуатация изделия с таким низким показателем P(t) нецелесообразна.
Интенсивность отказов  (t). В разные периоды эксплуатации или
испытаний изделий число отказов в единицу времени различно. Интенсивность
отказов – отношение числа п отказавших в единицу времени t изделий к числу
изделий (N – n), исправно работающих в данный отрезок времени, при условии,
что отказавшие изделия не восстанавливают и не заменяют новыми:
(1.4)
 t   n /N  n  t ,
Вероятность безотказной работы можно оценить по интенсивности отказов:
(1.5)
Pt   1   t   t ,
Для деталей машин в качестве показателя долговечности используют
средний ресурс (математическое ожидание ресурса в часах работы, километрах
пробега, миллионах оборотов) или гамма–процентный ресурс (суммарная
наработка, в течение которой изделие не достигает предельного состояния с
вероятностью, выраженной в процентах). Для изделий серийного и массового
производства наиболее часто используют гамма–процентный ресурс: для
подшипников качения, например, 90 %– ный ресурс.
Под вероятностью восстановления понимают вероятность того, что время
восстановления работоспособного состояния изделия не превысит заданное
значение.
Основы надежности закладывает конструктор при проектировании изделия
(точностью составления расчетной схемы). Определение показателей
надежности выполняют методами теории вероятностей, их используют при
выборе оптимальных вариантов конструкции. Надежность зависит также от
качества изготовления (неточности влияют на распределение нагрузок в зоне
силового взаимодействия) и от соблюдения норм эксплуатации.
Тема 3 Критерии работоспособности и расчета деталей (0,5 часа)
План лекции:
1. Прочность
2. Жесткость
3. Износостойкость
4. Виброустойчивость
Критерии работоспособности: прочность, жесткость, износостойкость,
теплостойкость, виброустойчивость.
При конструировании работоспособность деталей обеспечивают выбором
материала и расчетом размеров по основному критерию.
Выбор критерия для расчета обусловлен характером разрушения (видом
отказа): для крепежных винтов – прочность, для ходовых винтов –
износостойкость, для валов – жесткость.
Важнейшим критерием работоспособности является прочность, т.е.
способность детали сопротивляться разрушению или возникновению
недопустимых пластических деформаций под действием приложенных к ней
нагрузок. Это абсолютный критерий. Ему должны удовлетворять все детали.
Основы расчетов на прочность изучают в курсе "Сопротивление
материалов". В курсе "ОК и ДМ" общие методы расчетов на прочность
рассматривают в приложении к конкретным деталям и придают им форму
инженерных расчетов. На практике применяют расчеты на прочность по
номинальным напряжениям, по коэффициентам безопасности или по
вероятности безотказной работы.
Расчеты по номинальным напряжениям выполняют в качестве
предварительных для выбора основных размеров (для проектировочных
расчетов). При этом используют номинальные эксплуатационные (  ,  ) и
допускаемые (  ,   ) напряжения с целью выполнения условий по:
– нормальным напряжениям:
(6)
    ,
– касательным напряжениям:
(7)
    ,
Эти расчеты наиболее просты и удобны для обобщения опыта
конструирования путем накопления данных о напряжениях в хорошо
зарекомендовавших себя конструкциях, работающих в близких или сходных
условиях. Наиболее полезны такие данные для машин массового выпуска, опыт
эксплуатации которых велик.
Расчеты по коэффициентам безопасности. В отличие от расчета по
номинальным напряжениям они учитывают в явной форме отдельные факторы,
влияющие на прочность: концентрацию напряжений, отличие в размерах
деталей и опытных образцов, наличие упрочнений, а поэтому более точны.
Вместе с тем, эти расчеты сохраняют условность, так как коэффициент
безопасности вычисляют для некоторых условных характеристик материалов и
значений нагрузок.
В ответственных конструкциях выполняют расчет по вероятности
безотказной работы. Для широкого применения этого метода требуется
накопление достоверного статистического материала по действующим
нагрузкам и физико-механическим характеристикам материалов. Важным при
расчетах на прочность является точное выявление действительных
эксплуатационных нагрузок.
Нагрузки, определяющие напряженное состояние деталей, можно
подразделить на постоянные и переменные по времени. Постоянные нагрузки:
силы тяжести (в транспортных и подъемно–транспортных машинах), давления
жидкости или газа, от начальной затяжки резьбовых соединений, сил
пластического деформирования заклепок.
Постоянные нагрузки могут вызывать переменные напряжения. Так, при
вращении вала, нагруженного изгибающим моментом, одни и те же волокна его
оказываются попеременно то в растянутой, то в сжатой зоне. Так же
поочередный вход в зацепление зубьев зубчатых передач вызывает в них
периодическое изменение напряжений.
Основные механические характеристики материалов (предел текучести σт,
временное сопротивление σв) определяют при постоянных нагрузках.
Переменность нагружения обусловлена периодическим изменением нагрузок
и соответственно напряжений. Продолжительность одного цикла нагружения
называют периодом и обозначают Т. Нагружение с одним максимумом и с
одним минимумом в течение одного периода при постоянстве параметров цикла
называют регулярным нагружением.
Характеристикой напряженности детали является цикл напряжений –
совокупность последовательных значений напряжений за один период их
изменения при регулярном нагружении. Цикл напряжений (рис. 1)
характеризуют максимальным  max , минимальным  min и средним  m
напряжениями, амплитудой  a напряжений, периодом T, коэффициентом
асимметрии R:
R
 min
,
 max
(8)
Рисунок 1 – Основные циклы нагружений
Основные циклы напряжений (рис. 1): а – асимметричный (крепежные
винты, пружины), б – отнулевой (зубья зубчатых колес), в – симметричный
(валы, вращающиеся оси).
Разрушение деталей машин, длительное время подвергающихся действию
переменных напряжений, происходит при значительно меньших напряжениях,
чем временное сопротивление или предел текучести.
Под действием переменных напряжений возникают необратимые
изменения физико-механических свойств материала – усталостные
повреждения (образование микротрещин, их развитие и разрушение
материала). Процесс накопления повреждений называют усталостью.
Число циклов напряжений, выдержанных нагруженной деталью до
усталостного разрушения, называют циклической долговечностью, которую
можно оценить с помощью кривых усталости
Рисунок 2 – Кривая усталости
Кривые усталости получают опытным путем, задавая испытуемым образцам
различные значения напряжений σ = σmax (рис. 2) и определяя число N циклов,
при котором происходит их разрушение. Кривые усталости описывают
степенной функцией:
 iq  N i  C ,
(9)
где С – постоянная, соответствующая условиям проведения эксперимента.
В завершение рассмотрения критерия прочности отметим, что такие
разрушения, как смятие контактирующих поверхностей, их выкрашивание и
изнашивание обусловлены действием контактных напряжений (напряжений в
месте контакта криволинейных поверхностей двух прижатых друг к другу тел).
Отказы около 50% деталей (зубчатые, фрикционные и червячные передачи,
подшипники качения) обусловлены действием контактных напряжений.
Подробнее контактная прочность рассмотрена в разделе "Механические
передачи".
Жесткость – способность детали сопротивляться изменению формы и
размеров под нагрузкой. Роль этого критерия работоспособности возрастает в
связи с тем, что прочностные характеристики материалов (например, сталей)
постоянно улучшаются, что позволяет уменьшить размеры деталей, а упругие
характеристики (модуль упругости) при этом не изменяются. Так, за последние
50 лет временное сопротивление σв легированных сталей повысили от 500 до
1500 МПа при неизменном значении модуля упругости Е = 2,1·105 МПа.
Практические расчеты на жесткость проводят в форме ограничения упругих
деформаций в пределах, допустимых для конкретных условий работы.
В уточненных расчетах прочности и жесткости деталей используют
различные методы решения задач теории упругости, в частности метод
конечных элементов (МКЭ). Этот метод реализуют на ЭВМ с большой
памятью и высоким быстродействием.
Износостойкость – свойство материала оказывать сопротивление
изнашиванию. Под изнашиванием понимают процесс разрушения и отделения
вследствие трения материала с поверхности твердого тела, проявляющийся в
постепенном изменении размеров или формы.
Износостойкость зависит от физико-механических свойств материала,
термообработки и шероховатости поверхностей, от значений давлений или
контактных напряжений, скорости скольжения, наличия смазочного материала,
режима работы и т.д.
Износ (результат изнашивания) изменяет характер сопряжения,
увеличивает зазоры в подвижных соединениях, вызывает шум, уменьшает
толщину покрытия, снижает прочность деталей. Износ можно уменьшить, если
разделить трущиеся детали смазочным материалом. В подшипниках скольжения
с помощью гидродинамических расчетов определяют необходимую толщину
масляного слоя. Для сравнительно медленно перемещающихся деталей
(направляющие станков, ходовые винты) используют гидростатический
контакт: масло в зону взаимодействия подают под давлением.
Универсального и общепринятого метода расчета на изнашивание нет. В
большинстве случаев расчет проводят в форме ограничения действующих
давлений р в местах контакта:
(10)
р   р ,
Исследованиями контактного взаимодействия твердых тел при их
относительном смещении занимается новая наука триботехника.
Теплостойкость – способность конструкции работать в пределах
заданных температур в течение заданного срока службы. Нагрев деталей в
процессе работы машины приводит к:
1 Снижению механических характеристик материала и к появлению
пластических деформаций – ползучести. Стальные детали, работающие при
температурах ниже 300 °С, на ползучесть не рассчитывают.
2 Уменьшению зазоров в подвижных сопряжениях деталей и, как
следствие, схватыванию, заеданию, заклиниванию.
3 Снижению вязкости масла и несущей способности масляных пленок. С
повышением температуры вязкость минеральных нефтяных масел снижается
по кубической параболе – очень резко.
Для обеспечения нормального теплового режима работы проводят тепловые
расчеты (расчеты червячных и волновых редукторов, подшипников
скольжения). При этом составляют уравнение теплового баланса
(тепловыделение за единицу времени приравнивают теплоотдаче) и определяют
среднюю установившуюся температуру при работе машины. С целью
повышения
теплоотдачи
предусматривают
охлаждающие
ребра,
принудительное охлаждение или увеличивают размеры корпуса.
Виброустойчивость – способность конструкции работать в диапазоне
режимов, достаточно далеких от области резонанса. Вибрации снижают
качество работы машин, увеличивают шум, вызывают дополнительные
напряжения в деталях. Особенно опасны резонансные колебания.
В связи с повышением скоростей движения машин опасность вибраций
возрастает. Поэтому расчеты на виброустойчивость приобретают все большее
значение. Периодическое изменение внешних сил в поршневых машинах или сил от
неуравновешенности вращающихся деталей, от погрешностей изготовления
вызывает вынужденные колебания. При совпадении или кратности частоты
вынужденных колебаний и частоты собственных колебаний наблюдают явление
резонанса. При резонансе амплитуда колебаний достигает больших значений –
происходит разрушение. Работать можно в до- или послерезонансной зонах.
Переход через резонансную зону должен быть осуществлен достаточно быстро.
Расчеты на виброустойчивость выполняют для машины в целом. Они
сводятся к определению частот собственных колебаний механической системы
и обеспечению их несовпадения с частотой вынужденных колебаний.
К устройствам для снижения колебаний относят маховики,
Упругодемпфирующие элементы и демпферы, рассеивающие энергию
колебаний.
Тема 4 Общие вопросы проектирования (0,5 часа)
План лекции:
1. Проектировочный расчет
2. Проверочный расчет
3. Комплексное и системное проектирование
Проектировочным расчетом называют определение основных размеров
детали при выбранном материале и по формулам, соответствующим главному
критерию работоспособности (прочности, жесткости, износостойкости и др.).
Этот расчет применяют в тех случаях, когда размеры конструкции заранее не
известны. Проектировочные расчеты являются упрощенными, их выполняют
как предварительные.
Проверочным расчетом называют определение фактических характеристик
главного критерия работоспособности детали или определение наибольшей
допустимой нагрузки на деталь по допускаемым значениям главного критерия
работоспособности. При проверочном расчете определяют фактические
(расчетные) напряжения и коэффициенты запаса прочности, действительные
прогибы и углы наклона сечений, температуру, ресурс при заданной нагрузке
или допустимую нагрузку при заданных размерах и т.д.
Проверочный расчет является уточненным, его проводят, когда форма и
размеры детали известны из проектировочного расчета или приняты
конструктивно, когда определена технология изготовления (способ получения
заготовки, вид термообработки, качество поверхности и др.).
Расчеты и конструирование органически связаны. Конструированием
называют творческий процесс создания механизма или машины в чертежах на
основе проектировочных и проверочных расчетов. При разработке конструкции
машины рассматривают различные варианты с целью получения оптимальной
конструкции при наименьшей стоимости ее изготовления и эксплуатации.
Конструирование
подразумевает
проведение
всестороннего
анализа
статистического материала, отражающего опыт проектирования, изготовления и
эксплуатации машин данного типа. Задачи оптимизации выполняют с
применением ЭВМ.
Современная проектно–конструкторская деятельность подразумевает
системный образ мышления и комплексный подход к проектированию
машин.
Проектирование – один из этапов так называемого жизненного цикла
изделия, в который входят также этапы производства, эксплуатации и
утилизации.
Проектирование представляет собой процесс решения многовариантной и
в соответствии с многочисленными и разнообразными требованиями, которым
каждый из возможных вариантов должен отвечать, еще и многокритериальной
задачи.
Изделие машиностроения – не простая совокупность деталей. В собранном
изделии детали находятся во взаимосвязи и взаимозависимости, которые и
определяют качественные характеристики изделия. Образно говоря, не машина
состоит из деталей, а детали образуют машину, являясь элементами системы
и требуя системного подхода при расчете и разработке. Таким образом,
проектирование должно быть системным.
Системное проектирование – это решение технической задачи для части с
позиций целого.
Объединенные в производственном процессе отдельные единицы
оборудования оказывают как непосредственное, так и косвенное влияние на
работу друг друга и представляют собой технологические системы
производств. Например, гибкие производственные системы (комплексы
механообработки).
Комплексное проектирование – это процесс разработки оборудования с
позиций технологической системы.
Основные этапы комплексного проектирования:
Формулировка задачи на разработку изделия и обоснование его
актуальности, исходя из той системы, элементом которой будет
разрабатываемое изделие. Определение места изделия в технической системе.
Задачу формулируют в общем виде, без излишней детализации. Нужно
стараться сделать формулировку настолько общей, насколько позволяет
важность задачи.
Анализ задачи: уточнение в деталях поставленной задачи, определение
критериев, которыми будут пользоваться при нахождении лучшего варианта,
определение ограничений решения, разработка комплексной модели качества и
составление на ее основе комплекса критериев. Устанавливают качественные и
количественные характеристики начального и конечного состояний, в том
числе вариации входа и выхода.
Ограничения обычно отражают существующие условия физической или
технологической реализуемости того или иного параметра путем назначения
его минимально и максимально допустимых значений. Например, ограничения
по габаритам, массе, быстроходности или ограничения по критериям
работоспособности и надежности. Часто используют понятие – конструктивные
ограничения.
Ограничения решения сводят в систему неравенств и равенств и вводят в
математическую модель. Математическая модель – совокупность формул,
уравнений, соотношений, алгоритмов или программ, отражающая свойства
моделируемого объекта или имитирующая реальный процесс.
Поиск возможных решений. Центральный этап проектирования. Для
решения задач курса "ОК и ДМ" наиболее часто используют структурное или
параметрическое моделирование.
При структурном моделировании варианты приводов получают как
возможные комбинации различных типов редукторов, муфт, открытых
передач.
При параметрическом моделировании разные варианты заданной
структуры привода получают путем применения разных материалов или видов
термообработки, различного распределения передаточных чисел между
отдельными передачами, применения различных исполнений той или иной
передачи (для ременной, например, с плоским, клиновым, поликлиновым или
зубчатым ремнем).
Выбор оптимального варианта по результатам сравнительного анализа
возможных решений. Это главный среди этапов, предшествующих
конструированию, – этап принятия решения.
Разрабатываемое изделие характеризуют определенными свойствами.
Свойства, по которым ведут оценку при выборе лучшего решения, называют
критериями. В соответствии с комплексной моделью качества формируют
комплекс критериев.
Завершают комплексное проектирование конструктивной разработкой
оптимального варианта и последующим уточнением принятого решения на
основе экспериментальных исследований или опытной эксплуатации.
Рекомендуемая литература
1. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.
2. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.:
Машиностроение, 2004.
Раздел 2 Соединения деталей машин
Тема 5 Резьбовые соединения (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Метрическая резьба
3. Соотношение между силами и моментами, действующими на резьбовые
детали в процессе затяжки
Соединение деталей с помощью резьбы является одним из старейших и
наиболее распространенных видов разъемного соединения. Легко и просто
обеспечивает сборку и разборку. Резьбовое соединение образуют две детали. У
одной из них на наружной, а у другой на внутренней поверхности выполнены
расположенные по винтовой поверхности выступы – соответственно
наружная и внутренняя резьбы.
Резьбы формируют на цилиндрических или конических поверхностях.
Наибольшее распространение имеют цилиндрические резьбы.
Достоинства резьбовых соединений.
1. Обеспечивают возможность многократной сборки – разборки.
2. При небольшой силе на ключе создают значительные силы затяжки
вследствие клинового действия резьбы и большого отношения длины L
гаечного ключа к радиусу r резьбы (L/r  28). Так, сила затяжки винта М12
может составлять 20000 Н.
3. Позволяют производить сборку деталей при различном взаимном их
расположении. Тем самым с помощью резьбовых деталей можно выполнять
регулирование, в том числе и регулирование осевого положения деталей на валу
или осевого положения самого вала в корпусе.
Недостаток – сравнительно большие размеры и масса фланцев для
размещения гаек или головок винтов.
Применение. Резьбовые детали в виде винтов, болтов и шпилек с гайками
применяют для крепежа – соединения нескольких деталей в одно целое. Роль
гайки может выполнять корпусная деталь.
Примеры соединений с помощью резьбовых деталей:
– соединение в одно целое отдельных секций мостов, подъемных кранов;
– соединение нескольких сборочных единиц (редуктора и фланцевого
электродвигателя; картера, блока цилиндров и головки блока в двигателе
внутреннего сгорания; колеса с полуосью автомобиля);
- соединение деталей (крышки и основания корпуса редуктора; крышек
подшипников с корпусом коробки передач);
- крепление узлов и деталей на основании (редуктора на плите; плиты к
полу цеха; резца в суппорте токарного станка).
Конические резьбы обеспечивают требуемую плотность (непроницаемость)
соединения без каких–либо уплотнений – за счет радиального натяга. Их
применяют для соединительной трубной арматуры, пробок, заглушек,
штуцеров гидравлических систем, пресс–масленок.
Наряду с соединениями резьбовые детали применяют:
- в передачах винт – гайка, служащих для преобразования вращательного
движения в поступательное;
- для регулирования осевых зазоров в подшипниках качения, регулирования
конического зубчатого и червячного зацепления и др.
Рисунок 3 – Основные геометрические параметры метрической резьбы
На рис. 3 приведены основные геометрические параметры метрической
резьбы – основной для крепежных изделий:
d – наружный диаметр наружной резьбы (номинальный диаметр резьбы);
d1 – внутренний диаметр наружной резьбы;
d2 – средний диаметр (ширина впадины равна ширине выступа);
d3 – внутренний диаметр наружной резьбы по впадине;
 – угол профиля;
Р – шаг;
Н– высота исходного треугольника:
H  0,5  3  P ,
(11)
Н1 – рабочая высота профиля:
(12)
H1  5  H / 8; H1  0,541  P ,
D, D1 и D2 – соответственно наружный, внутренний и средний диаметры
внутренней резьбы.
Поскольку угол подъема винтовой линии зависит от диаметра цилиндра
(причем угол подъема больше на меньшем диаметре), то принято угол 
подъема резьбы определять на среднем диаметре d2:
(13)
tg  n  P /  d 2  ,
Резьба одного номинального диаметра может иметь разные шаги. Так, для
резьбы М64 крупный шаг – 6мм, мелкие шаги – 4; 3; 2; 1,5; 1мм. Меньшему
шагу соответствует больший внутренний диаметр d3 (рис. 4). Для крепежных
деталей желательно применять резьбы с крупным шагом.
Резьбы с мелким шагом меньше ослабляют деталь, их отличает повышенное
самоторможение, так как при малом шаге угол подъема винтовой линии мал.
Мелкие резьбы применяют в резьбовых соединениях, подверженных действию
переменных нагрузок (крепление колеса автомобиля, свечи зажигания ДВС), а
также в тонкостенных и мелких деталях, регулировочных устройствах (точная
механика, приборы).
Обычно применяют предварительно затянутые резьбовые соединения.
Первоначальной затяжкой создают давление на стыке соединяемых деталей, что
обеспечивает необходимую жесткость соединения и плотность стыка.
Рисунок 4 – Шаг метрической резьбы
Момент сопротивления в резьбе. Выявим соотношение между силой Tзат
затяжки и моментом Tр сопротивления в резьбе:
T p  0,5  Fзат  d 2  tg (  1 ) ,
(14)
Из полученной зависимости следует, что момент сопротивления в резьбе
тем больше, чем больше приведенный угол трения 1= /cosn т.е. Тр
зависит от материала резьбовой пары и от угла  наклона рабочей стороны
профиля. В метрической резьбе угол наклона профиля наибольший ( = 30°),
поэтому и момент сопротивления в резьбе – наибольший. Для крепежных резьб
это не является недостатком, поскольку момент сопротивления в резьбе
препятствует самоотвинчиванию.
Момент Тр сопротивления в резьбе скручивает стержень винта (создает
касательные напряжения).
Момент трения на торце гайки. Контакт гайки с плоской опорной
поверхностью корпуса ограничен кольцом с внутренним диаметром, равным
диаметру d0 отверстия в корпусе под стержень винта, и наружным диаметром
D, соответствующим границе фаски на опорной поверхности гайки.
Приближенно момент Tт трения на торце гайки определяют как произведение
силы трения Fтр=Fзатfт на средний радиус Rcp=(d0+D)/4 кольцевой поверхности:
Tт  Fтр  Rср  Fзат  f т  (d 0  D) / 4 ,
(15)
Здесь fт– коэффициент трения на поверхности контакта.
В большинстве резьбовых соединений должна быть обеспечена стабильная
работа без самоотвинчивания.
Условие самоторможения резьбы без учета трения на торце гайки по
аналогии с наклонной плоскостью можно записать в виде
(16)
  1 ,
где  – угол подъема резьбы (1,5...3°);
 1 – приведенный угол трения (при f=0,1...0,3  1 =6...16°).
Отсюда следует, что все крепежные резьбы — самотормозящие. Но это
только при статическом действии нагрузок. При вибрациях  1 уменьшается
вследствие
микроперемещений
поверхностей
трения,
сминания
микронеровностей на рабочих поверхностях резьбы, и резьбовая пара
отвинчивается. Поэтому на практике широко применяют различные способы
стопорения, в которых используют:
 дополнительное трение в резьбе или на торце гайки (пружинные шайбы,
контргайки, фрикционные вставки в винты или гайки);
 фиксирующие детали (шплинты, проволоку, стопорные шайбы с лапками);
 приварку или пластическое деформирование (расклепывание, кернение);
 пасты, лаки, краски, герметики и клеи.
Тема 6 Сварные соединения. (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Сварные стыковые соединения
3. Сварные нахлесточные соединения
4. Сварные тавровые соединения
Сварные соединения – наиболее распространенный тип неразъемных
соединений. Их получают формированием межатомных связей в свариваемых
деталях путем местного нагрева в зоне их соединения до жидкого состояния
или путем пластического деформирования деталей в зоне стыков с нагревом
или без нагрева (сварка взрывом).
Преимущественно сварное соединение образуют путем местного нагрева:
– с расплавлением металла без приложения сипы (сварка электродуговая,
газовая, электронно-лучевая),
– без расплавления металла и с приложением силы. Металл деталей
соединения в этом случае не расплавляют, а доводят до пластичного
состояния. Соединение образуют путем сдавливания деталей (различные виды
контактной сварки).
Достоинства сварных соединений.
1.Малая масса. По сравнению с заклепочными соединениями экономия
металла составляет 15–20%, т.к. в заклепочных соединениях отверстия под
заклепки ослабляют материал и обязательно применение накладок или
частичное перекрытие соединяемых деталей. По сравнению с литыми
стальными конструкциями экономия по массе составляет до 30%. Сваркой
можно получить более совершенную конструкцию (литье не допускает
большие перепады размеров) с малыми припусками на механическую
обработку.
2.Малая стоимость. Стоимость сварной конструкции из проката примерно в 2
раза ниже стоимости литья и поковок.
3.Экономичность процесса сварки, возможность его автоматизации. Это
связано с малой трудоемкостью процесса, сравнительной простотой и
дешевизной оборудования: не нужны одновременное плавление большого
количества металла, как при литье, и мощные дыропробивальные машины для
установки заклепок большого диаметра.
4.Плотность и герметичность соединения.
5.Возможность получения конструкций очень больших размеров (что
невозможно, например, при литье): сварной мост через Днепр, антенны
радиотелескопов.
Недостатки сварных соединений.
1. Возможность получения скрытых дефектов сварного шва (трещины,
непровары, шлаковые включения). Применение автоматической сварки в
значительной мере устраняет этот недостаток.
2. Трудность
контроля
качества
сварного
шва.
Существующие
рентгеноскопические и ультразвуковые методы сложны.
3. Коробление деталей из–за неравномерности нагрева в процессе сварки.
4. Невысокая прочность при переменных режимах нагружения. Сварной шов
является сильным концентратором напряжений.
Дуговая электрическая сварка — важнейшее российское изобретение.
Угольно–дуговая сварка впервые предложена Н. И. Бенардосом в 1882 г. Н. Г.
Славянов в 1888 г. предложил сварку металлическим электродом.
В курсе "ОК и ДМ" основное внимание уделяют изучению конструкций и
инженерным методам расчета сварных соединений.
Применение. Сварные соединения широко применяют в строительстве. В
машиностроении сварку применяют для получения заготовок деталей из проката
в мелкосерийном и единичном производстве. Сварными выполняют станины,
рамы, корпуса редукторов, шкивы, зубчатые колеса, коленчатые валы, корпуса
судов, кузова автомобилей, обшивку железнодорожных вагонов, трубопроводы,
мосты, антенны радиотелескопов и др. В массовом производстве применяют
штампосварные детали.
Наибольшее распространение получили соединения электродуговой и
газовой сваркой. Хорошо свариваются низко– и среднеуглеродистые стали.
Высокоуглеродистые стали, чугуны и сплавы цветных металлов свариваются
хуже.
По конструктивным признакам (по взаимному расположению
соединяемых элементов) сварные соединения разделяют на:
 стыковые – свариваемые элементы примыкают торцовыми
поверхностями и являются продолжением один другого (рис. 5,а), область
применения таких соединений расширяется;
 нахлесточные – боковые поверхности соединяемых элементов частично
перекрывают друг друга (рис. 5,б);
 тавровые – торец одного элемента примыкает под углом (обычно 90°) и
приварен к боковой поверхности другого элемента (рис. 5,в);
 угловые – соединяемые элементы приваривают по кромкам один к
другому (рис. 5,г). В силовых конструкциях не применяют и на прочность не
рассчитывают.
Рисунок 5 – Типы сварных швов по взаимному расположению свариваемых
элементов
В зависимости от типа сварного шва различают сварные соединения:
 со стыковыми швами (в стыковых и тавровых соединениях);
 с угловыми швами (в нахлесточных, тавровых и угловых соединениях).
Исходное условие проектирования сварного соединения – обеспечение
равнопрочности сварного шва и соединяемых элементов. Условие
равнопрочности, например, для сварного нахлесточного соединения по рис. 6,а
сводится к тому, что расчет параметров сварного шва следует выполнять по
силе [F], определяемой по прочности элемента с наименьшим поперечным
сечением:
F     b    p ,
(17)
где [σ]р – допускаемое напряжение растяжения.
Здесь и далее для наглядности сварной шов будем отмечать короткими
штрихами (рис. 6).
а
б
Рисунок 6 – Нахлесточное сварное соединение
Сварные швы разделяют на рабочие и связующие. На прочность
рассчитывают только рабочие швы, которые непосредственно передают
рабочую нагрузку между соединяемыми элементами. Связующие швы
испытывают напряжения только от совместной деформации с основным
металлом (рис. 6,б). Они мало нагружены и на прочность их не рассчитывают.
Сварные стыковые соединения. Если стыковое соединение образуют два
металлических листа, то их сближают до соприкосновения по торцам и
сваривают.
При автоматической сварке в зависимости от толщины  деталей сварку
выполняют односторонним (рис. 7,а) или двусторонним (рис. 7,б) швами. При
толщинах  до 15мм сварку выполняют без специальной подготовки кромок.
При большей толщине листов предварительно выполняют специальную
подготовку кромок (рис. 8).
Рисунок 7 – Односторонний и двухсторонний стыковые швы
Рисунок 8 – Подготовка кромок в стыковом шве
При ручной сварке без подготовки кромок сваривают листы толщиной до
8мм. Шов накладывают с одной стороны (при 3мм) или с двух сторон
(3<8мм).
В районе сварного шва из–за высокой местной температуры может
произойти изменение физических, химических, структурных свойств основного
металла и, как следствие, понижение его механических характеристик –
появляется так называемая зона термического влияния (рис. 9). Поэтому
разрушение сварного соединения происходит обычно в зоне влияния, т.е. вблизи
сварного шва.
Расчет стыкового соединения выполняют по размерам сечения детали в зоне
термического влияния. Условие прочности при нагружении растягивающей
силой F соединения в виде полосы (рис. 7,б):
 р  F /(  b)    p  ,
(18)
Допускаемые напряжения для расчета сварных соединений принимают по
механическим характеристикам материала в зоне влияния сварного шва и
отмечают штрихом [σ]'р в отличие от допускаемых напряжений основного
металла [σ]р.
Рисунок 9 – Разрушение сварного соединения
В стыковом соединении, нагруженном изгибающим моментом М (рис. 10),
вычисляют напряжения σи изгиба:
 и  М / W    p  ,
W    b / 6,
2
(19)
(20)
Рисунок 10 –Стыковое соединение, нагруженное изгибающим моментом
Стыковое соединение может быть выполнено не только из листов или полос,
но и из труб, уголков, швеллеров и других фасонных профилей. Во всех случаях
сварная конструкция получается близкой к целой.
Сварные нахлёсточные соединения. Сварное нахлесточное соединение
выполняют фланговыми (рис. 11,а) или лобовыми (рис. 12) швами. При этом
шов заполняет угол между боковой поверхностью одного элемента и кромкой
другого. Такие швы называют угловыми. Угловые швы выполняют
однопроходными и многопроходными, без скоса кромок и со скосом кромок.
Рисунок 11 – Фланговый сварной шов
Основными характеристиками углового шва являются (рис. 11,б): к – катет
(по аналогии со стороной прямоугольного треугольника), а — рабочая высота
(определяет наименьшее сечение в плоскости, проходящей через биссектрису
прямого угла, по которому происходит разрушение – срез). Обычно для шва
при ручной сварке а = 0,7к (высота прямоугольного треугольника с катетами
к). Автоматическую сварку характеризует более глубокий провар: а = к.
Условия работы такого шва более благоприятные. Не рекомендуют применять
катет менее 3мм.
Фланговым называют шов, располагаемый параллельно, а лобовым –
перпендикулярно линии действия внешней силы. Величина нахлестки l должна
быть не менее 4, где  – толщина листа.
Вследствие различной жесткости соединяемых элементов касательные
напряжения  (напряжения среза) по длине флангового шва распределены
неравномерно (рис. 11,а). Чем длиннее шов, тем больше неравномерность.
Поэтому длину шва ограничивают:
30 мм    60k ,
(21)
где к – катет сварного шва, мм.
Рисунок 12 – Лобовой сварной шов
В швах длиной менее 30мм не успевает установиться тепловой режим и
получается некачественный шов. А при длинных швах существует высокая
неравномерность в распределении напряжений.
Угловой шов при нагружении испытывает сложное напряженное состояние.
Однако для простоты такой шов условно рассчитывают на срез под действием
средних касательных напряжений .
Условие прочности флангового шва (рис. 11) (здесь 2 – число швов):
  F /( a  2)    ,
(22)
Во избежание возникновения повышенных изгибающих напряжений
лобовые швы следует накладывать с двух сторон (рис. 12). Как показывает
практика, разрушение лобовых швов происходит вследствие их среза по
биссектральной плоскости. Поэтому расчет лобовых швов условно ведут по
напряжениям среза . Поверхность разрушения определяют размеры а и b:
  F /( a  2b)    ,
(23)
Применяют также комбинированные швы, состоящие из фланговых и
лобовых (рис. 13). Для простоты считают, что сила F растяжения нагружает
швы равномерно:
  F /( a  L)    ,
(24)
где L – периметр комбинированного шва:
(25)
L  2  b ,
Рисунок 13 – Комбинированный сварной шов
Сварные тавровые соединения. Тавровое соединение образуют
элементы, расположенные во взаимно перпендикулярных плоскостях (рис.
14,а). Такое соединение может быть выполнено швами с глубоким
проплавлением (рис. 14,б и в), получаемыми при автоматической сварке и при
сварке с предварительной подготовкой кромок (стыковым швом), или
угловыми швами при ручной сварке (рис. 14,г). Метод расчета соединения
зависит от типа шва.
Рисунок 14 – Сварные тавровые соединения
Швы с глубоким проплавлением (рис. 14,б и в) прочнее основного металла.
При нагружении соединения силой F разрушение происходит по сечению
детали в зоне термического влияния. Расчет проводят по нормальным
напряжениям растяжения:
 р  F /(  b)    p ,
(26)
Учет сварки проявляется в том, что принимают допускаемые напряжения для
сварного шва, хотя расчет проводят по основному металлу.
Угловой шов (рис. 14,г) менее прочен, чем основной металл. Поверхность
разрушения расположена в биссектральной плоскости шва, как в лобовых и
фланговых швах нахлесточных соединений.
Напряжения среза:
 р  F /( a  2b)    ,
(27)
Если соединение нагружено сжимающей силой, то часть силы передает
основной металл и допускаемые напряжения можно повысить на 60 %.
Тема 7 Заклепочные соединения. (0,5 часа)
План лекции:
1. Общие сведения. Применение заклепочного соединения.
2. Расчет заклепочного соединения, нагруженного растягивающей силой и
моментом в плоскости стыка
Заклепочное соединение образуют деформированием заклепки, свободно
установленной в отверстия соединяемых деталей (рис. 15). Пластически
деформируя, заклепку осаживают, заполняя зазор между стержнем заклепки и
стенками отверстия, и формируют замыкающую головку. Закладную головку
выполняют на заклепке заранее. Заклепочные соединения относят к
неразъемным.
Рисунок 15 – Заклепочные соединения
Достоинства (в сравнении со сварными соединениями):
1. Стабильность качества соединения; возможность получения прочного
плотного соединения.
2. Надежный и простой визуальный контроль качества.
3. Возможность соединения деталей из несвариваемых материалов.
4. Возможность соединения деталей, нагрев которых недопустим из–за
коробления или отпуска термообработанных деталей.
5. Надежная работа при ударных и вибрационных нагрузках.
Недостатки:
1. Ослабление деталей отверстиями и в связи с этим повышенный расход
металла.
2. Трудность автоматизации процесса склепывания.
3. Менее удобные конструктивные формы в связи с необходимостью
наложения одной детали на другую или применения накладок.
4. Высокий уровень шума при работе с пневмоинструментом,
используемым для деформирования заклепок.
В связи с развитием сварки заклепочные соединения в большинстве
областей вытеснены сварными.
Применение:
 в авиа- и судостроении – обивка фюзеляжа, корпуса;
 в строительных сооружениях – мосты, фермы;
 в общем машиностроении – крепление зубчатых венцов к дискам колес,
лопаток в турбинах, фрикционных накладок, соединение элементов рам
грузовых автомобилей и составных сепараторов подшипников качения.
Отверстие в листах получают:
 продавливанием при толщинах до 25мм;
 продавливанием с последующим развертыванием;
 сверлением в ответственных соединениях.
Клепку (осаживание стержня) стальных заклепок при d ≤ 10мм, а также
заклепок из алюминиевых сплавов, латуни и меди производят холодным
способом, а стальных заклепок большего диаметра – горячим способом, с
подогревом заклепки или ее конца до светло-красного каления (1000 ... 1100°С).
Клепку производят на клепальных машинах (прессах) или пневматическими
молотками.
Основными для заклепочных соединений являются нагрузки в плоскости
стыка, стремящиеся сдвинуть соединяемые детали одну относительно другой.
Рассмотрим расчет на примере двухрядного стыкового соединения (рис. 16).
Определение силы, действующей на наиболее нагруженную заклепку,
выполняем по аналогии с расчетом болтового соединения: находим отдельно
составляющие от каждого силового фактора, а затем их геометрически
суммируем.
Составляющая на i –й заклепке от момента Т:
FTi  T   i /( z1   12  z 2   22  z 3   32  ...  z i   i2  ...) ,
(28)
где z1, z2, z3, …, zi …– число заклепок, расположенных на расстоянии 1, 2, 3,
…,i … от центра масс заклепочного соединения.
Рисунок 16 – Заклепочное соединение, нагруженной растягивающей
силой
Составляющая на i–й заклепке от центрально приложенной силы Fp в
предположении равномерного распределения сил между заклепками:
FFi  F p / z ,
(29)
где z = z1 + z2 + ... + zi + ... – общее число заклепок в соединении.
Суммарная сила на i –й заклепке:
(30)
Fi  FFi  FTi ,
По рис. 16 наиболее нагружены заклепки 1 и 8: составляющие FTi, ОТ
момента наибольшие (заклепки расположены на наибольшем удалении от
центра масс) и угол между векторами FFi и FTi острый.
Тема 8 Шпоночные соединения. (0,5 часа)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Соединения с призматическими шпонками
3. Соединения с сегментными шпонками
Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица детали (колеса,
шкива, звездочки и др.). Шпонка представляет собой стальной брус,
устанавливаемый в пазы вала и ступицы.
Назначение шпоночных соединений – передача вращающего момента
между валом и ступицей.
Достоинства шпоночных соединений – простота конструкции и
сравнительно невысокая стоимость изготовления, легкость монтажа и
демонтажа, вследствие чего их применяют во всех отраслях машиностроения.
Недостатки – невысокая нагрузочная способность; в большинстве случаев
необходима ручная подгонка при установке шпонки в паз вала; шпоночные
пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала
обусловлено не только уменьшением его сечения, но, главное, значительной
концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом.
Применение. Шпоночные соединения применяют для передачи вращающего
момента между валами и установленными на них зубчатыми и червячными
колесами, шкивами, звездочками, полумуфтами. В качестве неподвижных
наиболее рациональны шпоночные соединения, сочетающиеся с посадкой
ступицы на вал с натягом, обеспечивающей хорошее центрирование ступицы на
валу и исключающей контактную коррозию.
Направляющие и скользящие шпонки иногда используют в подвижных в
осевом направлении соединениях ступицы с валом (например, передвижной
блок шестерен коробки скоростей). Вследствие низкой несущей способности
эти соединения при новом проектировании заменяют подвижными шлицевыми
соединениями.
Соединения с призматическими шпонками. Призматическая шпонка
представляет собой прямоугольную призму (рис. 17,а). Другие исполнения
имеют закругление одного или двух торцов (рис. 17,б). Закругленные торцы
шпонки облегчают установку ступицы детали на вал при незначительном
несовпадении боковых поверхностей шпонки и паза в отверстии детали.
Рисунок 17 – Призматические шпонки
Паз в ступице выполняют протяжкой или долбяком. Паз под шпонку на
валу выполняют в единичном и мелкосерийном производстве концевой фрезой
(рис. 18,а), в крупносерийном и массовом производстве – дисковой фрезой (рис.
18,б). Для паза, выполненного концевой фрезой, необходима ручная пригонка.
Нарезание дисковой фрезой более производительно, а точность выполнения
паза выше. Но паз имеет наклонный участок. Устанавливаемая на вал деталь
может захватить шпонку, сместить ее до наклонного участка. Произойдет
заклинивание. Поэтому шпонку необходимо крепить в пазу, например, винтами.
Такое крепление применяют для направляющих шпонок, имеющих большую
длину.
Рисунок 18 – Способы получения шпоночного паза на валу
Установку шпонки в паз на валу выполняют с натягом. Глубина паза – 0,6
от высоты h шпонки. Выступающая часть шпонки входит в паз ступицы,
устанавливаемой на вал детали. Призматическая шпонка не удерживает
деталь от осевого смещения вдоль вала.
На рис. 19 показано поперечное сечение шпоночного соединения. Размеры
призматических шпонок стандартизованы. В стандарте указаны для каждого
диаметра d вала значения ширины b и высоты h шпонки, глубины паза на валу
t1 и в ступице t2. Стандартизованы также длины l шпонок.
Рисунок 19 – Поперечное сечение шпоночного соединения
Рабочими являются боковые, более узкие грани шпонок высотой h. При
передаче вращающего момента с вала на деталь боковые (рабочие) поверхности
шпонки испытывают действие напряжений смятия σсм, продольное сечение –
действие напряжений среза ср. При расчетах на прочность принимают, что
шпонка нагружена окружной силой 2·103 T/d, а напряжения смятия равномерно
распределены как по высоте, так и по длине шпонки. Глубина врезания шпонки в
вал такова, что на прочность достаточно рассчитать выступающую из вала часть
высоты шпонки.
Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является
прочность. Шпонки выбирают по таблицам стандарта в зависимости от
диаметра вала. Размеры шпонок и пазов подобраны так, что прочность шпонок
на срез и изгиб обеспечена, если выполнено условие прочности на смятие,
поэтому основной расчет шпоночных соединений – расчет на смятие.
Режим работы, прочность материала деталей, характер их сопряжения
учитывают при выборе допускаемых напряжений.
Соединения с призматическими шпонками проверяют по условию прочности
на смятие:
(31)
 см  2  10 3  Т /( d  k   p )   см ,
где Т – вращающий момент, Н·м;
d – диаметр вала, мм;
k= h – t1 – выступающая из вала часть шпонки (глубина врезания шпонки
в ступицу), мм;
lР – расчетная длина шпонки, мм (см. рис. 11.1); [σ]см – допускаемое
напряжение смятия, МПа.
При проектировочном расчете из условия прочности находят расчетную
длину lР, мм, шпонки:
(32)
 р  2  10 3  Т /( d  k   см ) ,
Полную длину lс округлением до ближайшего значения определяют по
стандарту:
   р  b,
(33)
С целью уменьшения неравномерности распределения напряжений по
высоте и длине шпонки длину соединения ограничивают:
  1,5d ,
(34)
Условие прочности по напряжениям среза:
 ср  2 10 3  Т /( d  b   p )   ср ,
(35)
где
b – ширина шпонки, мм;
[]ср – допускаемые напряжения среза, МПа.
Соединения с сегментными шпонками. Сегментную шпонку получают
отрезая от круглого прутка диаметром D диск толщиной b, который затем
разрезают на два равных сегмента. При этом высота шпонки h0,4D длина l  D
(рис. 20,а).
Рисунок 20 – Соединение сегментной шпонкой
Паз на валу выполняют дисковой фрезой, в ступице – протяжкой или
долбяком (рис. 20,б). Такой способ изготовления обеспечивает легкость
установки и удаления шпонки, взаимозаменяемость сопряжения. Ручная
подгонка обычно не требуется. Шпонка в пазу вала самоустанавливается, не
требует дополнительного крепления к валу.
Сегментные шпонки широко применяют в массовом и крупносерийном
производстве. Вследствие указанных достоинств область их применения
расширяется и на серийное и мелкосерийное производство. Недостатком
соединения является ослабление сечения вала глубоким пазом, снижающим
сопротивление усталости вала. Поэтому сегментные шпонки применяют при
передаче небольших вращающих моментов и при установке деталей на
малонагруженных участках вала (например, на концах валов).
Сегментные шпонки, как и призматические, работают боковыми
гранями (рис. 21). Шпонки стандартизованы. Для каждого диаметра d вала в
стандарте приведены значения b, h, t1, t2 и D.
Рисунок 21 – Поперечное сечение шпоночного соединения с сегментной
шпонкой
Шпонки проверяют на прочность по напряжениям смятия σсм и среза ср по
формулам, приведенным для призматических шпонок. При этом lР  l.
Тема 9 Шлицевые соединения. (0,5 часа)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Соединения с прямобочным профилем
3. Соединения с эвольвентным профилем
4. Соединения с треугольным профилем
Шлицевое соединение образуют выступы (зубья) на валу (рис. 22),
входящие в соответствующие впадины (шлицы) в ступице. Рабочими
поверхностями являются боковые стороны выступов. Выступы на валу
выполняют фрезерованием, строганием или накатыванием в холодном
состоянии профильными роликами по методу продольной накатки. Впадины
в отверстии ступицы изготовляют протягиванием или долблением.
Рисунок 22 – Шлицевое соединение
Шлицевое соединение представляет собой фактически многошпоночное
соединение, у которого шпонки выполнены как одно целое с валом.
Назначение шлицевых соединений – передача вращающего момента между
валом и ступицей.
Шлицевые соединения стандартизованы и широко распространены в
машиностроении.
Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными:
1. Способность точно центрировать соединяемые детали или точно
выдерживать направление при их относительном осевом перемещении.
2. Меньшее число деталей соединения (шлицевое соединение образуют две
детали, шпоночное – три).
3. Большая несущая способность вследствие большей суммарной площади
контакта.
4. Взаимозаменяемость (нет необходимости в ручной пригонке).
5. Большее сопротивление усталости вследствие меньшей глубины впадины
и меньшей поэтому концентрации напряжений, особенно для эвольвентных
шлицев.
Недостатки – более сложная технология изготовления, а следовательно,
более высокая стоимость.
Шлицевые соединения различают:
 по характеру соединения – неподвижные для закрепления детали на валу;
подвижные, допускающие перемещение вдоль вала (например, блока шестерен
коробки передач; шпинделя сверлильного станка);
 по форме выступов – прямобочные, эвольвентные, треугольные.
Соединения с прямобочным профилем (рис. 22; 23). Применяют в
неподвижных и подвижных соединениях. Они имеют постоянную толщину
выступов.
Стандарт предусматривает три серии соединений с прямобочным профилем:
легкую, среднюю и тяжелую, которые различаются высотой и числом z
выступов. Тяжелая серия имеет более высокие выступы с большим их числом;
рекомендуется для передачи больших вращающих моментов.
Центрирование
(обеспечение
совпадения
геометрических
осей)
соединяемых деталей выполняют по наружному D, внутреннему d диаметрам
или боковым поверхностям b выступов. Выбор способа центрирования зависит
от требований к точности центрирования, от твердости ступицы и вала. Первые
два способа обеспечивают наиболее точное центрирование. Зазор в контакте
поверхностей: центрирующих – практически отсутствует, не центрирующих –
значительный.
Центрирование по наружному диаметру D (рис. 23,а). В этом случае
точность обработки сопрягаемых поверхностей обеспечивают: в отверстии –
протягиванием, на валу – шлифованием. По диаметру D обеспечивают
сопряжение по одной из переходных посадок. По внутреннему диаметру d
между деталями существует зазор. При передаче вращающего момента на
рабочих боковых сторонах действуют напряжения смятия σсм.
В соответствии с технологией обработки центрирующей поверхности в
отверстии (протягивание) центрирование по наружному диаметру может быть
применено при невысокой твердости ступицы ( 350 НВ).
Рисунок 23 – Шлицевое соединение с прямобочным профилем
Центрирование по внутреннему диаметру d (рис. 23,б). Применяют при
высокой твердости ступицы ( 45 HRC), например, после ее закалки, когда
затруднена калибровка ступицы протяжкой или дорном. Точность обработки
сопрягаемых поверхностей обеспечивают: в отверстии – шлифованием на
внутришлифовальном станке, на валу – шлифованием впадины
профилированными кругами, в соответствии с чем предусматривают канавки
для выхода шлифовального круга.
По центрирующему диаметру d обеспечивают сопряжение по переходной
посадке. Размер h площадки контакта определяют так же, как и при
центрировании по наружному диаметру.
Центрирование по D или d применяют в соединениях, требующих высокой
соосности вала и ступицы (при установке на валы зубчатых или червячных
колес в коробках передач автомобилей, в станках, редукторах; а также при
установке шкивов, звездочек, полумуфт на входных и выходных концах валов).
Центрирование по боковым поверхностям b (рис. 23,в). В сопряжении
деталей по боковым поверхностям зазор практически отсутствует, а по
диаметрам D и d имеет место явный зазор. Это снижает точность
центрирования, но обеспечивает наиболее равномерное распределение нагрузки
между выступами. Поэтому центрирование по боковым поверхностям b
применяют для передачи значительных и переменных по значению или
направлению вращающих моментов, при жестких требованиях к мертвому ходу
и при отсутствии высоких требований к точности центрирования: например,
шлицевое соединение карданного вала автомобиля.
Соединения с эвольвентным профилем (рис. 24). Применяют в
неподвижных и подвижных соединениях. Боковая поверхность выступа
очерчена по эвольвенте (как профиль зубьев зубчатых колес). Эвольвентный
профиль отличается от прямобочного повышенной прочностью в связи с
утолщением выступа к основанию и плавным переходом в основании.
Соединения обеспечивают высокую точность центрирования; они
стандартизованы – за номинальный диаметр соединения принят наружный
диаметр D.
Рисунок 24 – Шлицевое соединение с эвольвентным профилем
По сравнению с прямобочным, соединение с эвольвентным профилем
характеризует большая нагрузочная способность вследствие большей площади
контакта, большего количества зубьев и их повышенной прочности. Применяют
для передачи больших вращающих моментов. Считают перспективными.
Применяют центрирование по боковым поверхностям S зубьев (рис. 24,б),
реже – по наружному диаметру D (рис. 24,а).
Соединения с треугольным профилем (рис. 25) изготовляют по
отраслевым нормалям. Применяют в неподвижных соединениях. Имеют
большое число мелких выступов–зубьев (z=20...70; т=0,2...1,5мм). Угол 
профиля зуба ступицы составляет 30, 36 или 45°. Применяют центрирование
только по боковым поверхностям, точность центрирования невысокая.
Применяют для передачи небольших вращающих моментов тонкостенными
ступицами, пустотелыми валами, а также в соединениях торсионных валов,
стальных валов со ступицами из легких сплавов, в приводах управления
(например, привод стеклоочистителя автомобиля).
Рисунок 25 – Шлицевое соединение с треугольным профилем
Соединения с треугольным профилем применяют также при необходимости
малых относительных регулировочных поворотов деталей. Шлицевые валы и
ступицы изготовляют из среднеуглеродистых и легированных сталей с
временным сопротивлением σв>500МПа.
Рекомендуемая литература
1. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа,1986.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.:
Высшая школа, 2001.
3. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991.
4. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.:
Машиностроение, 2004.
5. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.
Раздел 3 Передачи
Тема 10 Механические передачи. (1 часа)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Функции механических передач
3. Понятие о передаточном числе
4. Регулирование частоты вращения ведомого вала
2. Сведения о контактных напряжениях
3. Характер и причины отказов под действием контактных напряжений
В общем случае в машине можно выделить три составные части (рис. 26):
двигатель, передачу и исполнительный элемент.
Рисунок 26 – Составные части машины
Механическая энергия, приводящая в движение машину, представляет
собой энергию вращательного движения вала двигателя. Передачу
механической энергии от двигателя к исполнительному элементу машины
осуществляют с помощью различных передаточных механизмов (в
дальнейшем – передач): зубчатых, червячных, ременных, цепных,
фрикционных.
Для достижения необходимых по условиям работы силовых и
кинематических параметров на исполнительном элементе и применяют
передачи.
В зависимости от принципа действия механические передачи разделяют на:
– передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные);
– передачи трением (фрикционные, ременные).
Передавая механическую энергию, передачи одновременно могут выполнять
одну или несколько из следующих функций.
1. Понижение (или повышение) частоты вращения от вала двигателя к
валу исполнительного элемента (рис. 27). Основные параметры на ведущем и
ведомом валах: мощность Р1, Р2 (кВт), вращающий момент Т1, Т2 (Н·м), частота
вращения n1, п2 (мин–1).
Вращающий момент Т (Н·м) на любом валу можно вычислить по
мощности Р (кВт) и частоте вращения п (мин–1):
(36)
Т  9550  Р / п ,
Рисунок 27 – Параметры на ведущем и ведомом валах
Как видно, понижение частоты вращения приводит к повышению
вращающего момента, а повышение частоты вращения — к понижению
момента.
Важной характеристикой передачи является передаточное число и,
определяемое как отношение частот вращения n1 ведущего и п2 ведомого валов
или (без учета скольжения в контакте) как отношение диаметров d2 ведомого и
d1 ведущего элементов передачи:
(37)
и  п1 / п2  d 2 / d1 ,
При этом и  1, следовательно, частота вращения ведомого вала меньше
частоты вращения ведущего вала в передаточное число раз:
(38)
п2  п2 / u ,
Понижение частоты вращения называют редуцированием, а закрытые
передачи, понижающие частоты вращения, — редукторами. Устройства,
повышающие
частоты
вращения,
называют
ускорителями
или
мультипликаторами. В дальнейшем будем рассматривать только понижающие
передачи, как имеющие преимущественное применение.
Соотношение мощностей и моментов. Мощность Р2 на ведомом валу
меньше, чем мощность Р1 на ведущем вследствие потерь в передаче,
оцениваемых КПД :
(39)
Р2  Р1   ,
Вращающий момент на ведомом
валу возрастает практически в
передаточное число раз (в соответствии с уменьшением частоты его вращения):
(40)
Т 2  Т1  и   ,
2. Изменение направления потока мощности. Примером может служить
зубчатая передача заднего моста автомобиля. Ось вращения вала двигателя
большинства автомобилей составляет с осью вращения колес угол 90°. Для
передачи механической энергии между валами с пересекающимися осями
применяют коническую передачу (рис. 28).
Рисунок 28 – Коническая передача
3. Регулирование частоты вращения ведомого вала. С изменением
частоты вращения изменяется и вращающий момент: меньшей частоте
соответствует больший момент. Для регулирования частоты вращения ведомого
вала применяют коробки передач и вариаторы.
Коробки передач обеспечивают ступенчатое изменение частоты вращения
ведомого вала в зависимости от числа ступеней и включенной ступени. Для
двухступенчатой коробки передач, схема которой представлена на рис. 29,
имеем:
u1  n1 / n2  d 2' / d1'
u 2  n1 / n2  d 2'' / d1'' ,
(41)
Рисунок 29 – Коробка скоростей
Вариаторы обеспечивают бесступенчатое в некотором диапазоне изменение
частоты вращения ведомого вала.
В лобовом вариаторе (рис. 30) изменение частоты вращения ведомого вала
достигают передвижением малого катка вдоль вала, т.е. изменением
расстояния Ri до оси ведомого вала. Передаточное число иi находится в
диапазоне от иmin до иmax:
u min  Rmin / r1
,
(42)
D  u max / u min ,
(43)
u max  Rmax / r1
Откуда диапазон регулирования:
Для лобового вариатора D2,5.
4. Преобразование одного вида движения в другой (вращательного в
поступательное, равномерного в прерывистое и т.д.).
5. Реверсирование движения (прямой и обратный ход).
6.
Распределение
энергии
двигателя
между
несколькими
исполнительными элементами машины.
Рисунок 30 – Лобовой вариатор
Контактные напряжения возникают при взаимодействии тел, размеры
площадки контакта которых малы по сравнению с размерами самих
соприкасающихся тел: например, контакт двух стальных круговых цилиндров по
общей образующей, рис. 31 (аналог зубчатого зацепления, фрикционной
передачи, роликовых подшипников), контакт шаpa и тора (шариковые
подшипники качения). Контакт при перекатывании в передачах и опорах
качения происходит по малым площадкам (начальный контакт по линии или в
точке), вследствие чего в поверхностном слое возникают высокие напряжения.
Материал в районе этой площадки испытывает объемное напряженное
состояние. Впервые исследованием контактных напряжений занимался физик
Герц (Hertz). В его честь контактные напряжения обозначают с индексом Н: σH.
Рисунок 31 – Возникновение контактных напряжений
Контакт ненагруженных прижимающей силой цилиндров с параллельными
осями происходит по линии (по образующей). Под действием прижимающей
силы Fn, вследствие упругих деформаций цилиндров первоначальный контакт
по линии переходит в контакт по прямоугольной площадке (очень узкой
полоске) шириной 2а. Особенностью действия нормальных контактных
напряжений является то, что они не распространяются глубоко в тело деталей,
сосредотачиваясь в тонком поверхностном слое.
Кроме нормального напряжения σH в зоне контакта возникают также
касательные напряжения . Наибольшее касательное напряжение max=0,3σHmax
имеет место в точке, расположенной на линии действия прижимающей силы Fn
и отстоящей от поверхности соприкосновения на 0,78а.
Максимальное значение σHmax используют в качестве основного критерия
контактной прочности:
 Н   H ,
(44)
где [ σ]H – допускаемое контактное напряжение, полученное из эксперимента
или опыта эксплуатации при аналогичных условиях в зоне контакта.
Для вычисления максимального контактного напряжения на площадке
контакта используют формулу Герца, полученную из решения контактной
задачи теории упругости (индекс "max" при этом опускают):
max
H 
Fn
1
2
 (1 - ) / E1  ( 1 - 2 ) / E2 b

2
1
 (1 / 
i
),
(45)
i
Характер и причины отказов под действием контактных напряжений
1 Смятие контактирующих поверхностей. Происходит при ударном, а
также при вибрационном приложении нагрузки или при действии
значительных по величине нагрузок, когда помимо упругих имеют место
пластические деформации.
2 Усталостное выкрашивание. Каждая точка на поверхности при
вращении цилиндров
испытывает циклическое действие контактных
напряжений [σ]H (т. А, рис. 32,а и б), а сама поверхность — циклическое
деформирование. Усталостная трещина 2, возникающая в результате
повторных микропластических сдвигов, обычно зарождается у поверхности 1
цилиндра (рис. 33,а), в месте концентрации напряжений из–за
микронеровностей или неметаллических включений, всегда присутствующих в
стали.
Рисунок 32 – Циклическое действие контактных напряжений [σ]H
В пределах деформированного слоя трещина развивается наклонно к
поверхности, а затем – по границе деформированного слоя. Развитие
усталостных трещин в более глубокие слои связывают с "расклинивающим"
действием смазочного материала.
Рисунок 33 – Зарождение трещин в месте концентраций напряжений
Смазочный материал 3 перед площадкой контакта попадает в раскрытую
силами трения трещину 2 (рис. 33,б). В пределах площадки контакта под
нагрузкой трещина закрывается, создается повышенное давление смазочного
материала (рис. 33,в), что способствует развитию трещины вплоть до отрыва
частицы металла 4 с поверхности (рис. 33,г), образованию вначале мелких
выемок, а затем в результате скалывания их краев и крупных раковин.
Выкрашивание нарушает условия образования сплошной масляной пленки
(масло выжимает в выемки), что приводит к изнашиванию и задиру
поверхностей.
При малой толщине упрочненного слоя, а также при значительных
контактных напряжениях трещины могут зарождаться в глубине — под
упрочненным слоем или на границе упрочненного слоя. Нарушение равновесия
внутрикристаллических связей приводит к отслаиванию упрочненного слоя.
3 Изнашивание. Силы трения в контакте вызывают на поверхности
ведущего цилиндра перед площадкой контакта деформации сжатия в окружном
направлении, а после – деформации растяжения. На ведомом цилиндре –
наоборот: перед площадкой контакта – деформации растяжения), после –
деформации сжатия. Для наглядности деформации условно показаны на рис. 34
в виде изменения расстояния в окружном направлении между радиальными
отрезками. При прохождении площадки контакта наблюдают относительное
перемещение точек ведущего и ведомого цилиндров, т.е. относительное
скольжение, которое и является причиной изнашивания.
Рисунок 34 – Деформации растяжения и сжатия в контактирующих телах
4 Заедание. При отсутствии смазочного материала или в случае прорыва
под большой нагрузкой смазывающего слоя относительное скольжение
приводит к местному значительному повышению температуры и
молекулярному сцеплению (микросварке) с последующим разрывом и
переносом вырванной части материала на сопряженную поверхность.
Тема 11 Зубчатые передачи. (2 час)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Характер и причины отказов зубчатых передач
3. Цилиндрические зубчатые передачи
3.1. Силы в зацеплении
3.2. Особенности геометрии и условий работы косозубых зубчатых
передач
3.3. Понятия об эквивалентном колесе
4. Конические зубчатые передачи
4.1. Осевая форма зуба
4.2. Основные геометрические соотношения
4.3. Эквивалентное колесо
4.4. Силы в зацеплении
В зубчатой передаче движение передают с помощью зацепления пары
зубчатых колес. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее
— колесом. Термин "зубчатое колесо" относят как к шестерне, так и к колесу.
Достоинства зубчатых передач:
1.Относительно малые размеры и масса зубчатых колес при высокой
нагрузочной способности и надежности.
2.Высокий КПД (97 – 98 %).
3.Возможность использования зубчатых передач в большом диапазоне
нагрузок (окружные силы от близких к нулю в приборных механизмах до ~ 1000
кН в приводах прокатных станов).
4.Возможность применения в широком диапазоне скоростей (окружные
скорости от близких к нулю в системах перемещения телескопов до 250 м/с в
приводе несущего винта вертолета).
5.Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники.
6.Постоянство среднего значения передаточного числа.
7.Простота обслуживания.
Недостатки:
1. Необходимость высокой точности изготовления и монтажа.
2. Шум при работе передачи. Шум обусловлен переменным значением
мгновенного передаточного числа в пределах одного оборота.
Зубья колес получают нарезанием или накатыванием
Зубчатые передачи применяют в широком диапазоне областей и условий
работы: часы и приборы, коробки передач автомобилей, тракторов, других
транспортных и дорожно-строительных машин, механизмы подъема и поворота
кранов, коробки скоростей станков, приводы прокатных станов, конвейеров и
многое другое.
Зубчатые передачи подразделяют по геометрическим параметрам на
цилиндрические с внешним или внутренним зацеплением и конические.
Цилиндрические передачи с внешним зацеплением (рис. 35).
Шестерня в понижающей передаче является ведущим элементом и всем ее
параметрам присваивают индекс 1. Например, частота вращения n1, мин–1,
число зубьев z1. Параметры ведомого элемента пары — колеса имеют индекс 2:
n2, z2.
Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с любой круговой
цилиндрической поверхностью, соосной с начальной, называют линиями зубьев.
Если линии зубьев параллельны оси зубчатого колеса, то его называют
прямозубым (рис. 35,а). Если эти линии винтовые постоянного шага, то
зубчатое колесо называют косозубым (рис. 35,б). С увеличением угла β наклона
зуба повышается нагрузочная способность передачи, но возрастает осевая сила,
действующая на валы и опоры. Обычно β = 8...18°.
Рисунок 35 – Цилиндрические передачи с внешним зацеплением
Разновидность косозубых зубчатых колес — шевронные колеса: без канавки
(рис. 35,в) и с канавкой для выхода инструмента (рис. 35,г). Вследствие
противоположного направления зубьев на полушевронах осевые силы взаимно
уравновешены на колесе и не нагружают опоры. Обычно β = 25...40°.
Точку W касания начальных окружностей dw1 шестерни и dw2 колеса
называют полюсом зацепления.
Для простоты изложения будем рассматривать передачи без смещения, для
зубчатых колес которых диаметры dw начальные и d делительные совпадают: d1
= dw1, d2 = dw2. Однако в обозначении межосевого расстояния для общности
изложения индекс w сохраним: aw.
Расстояние между одноименными точками профилей соседних зубьев,
измеренное в сечении, нормальном линиям зубьев, называют нормальным шагом р.
Отношение р/π называют модулем:
т  р / ,
(46)
Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Модуль
измеряют в мм и назначают из стандартного ряда: ... 2; 2,5; 3; 4 ....
Запишем основные параметры зубчатой передачи через параметры зубчатых
колес:
– передаточное число с учетом того, что d = mz:
(47)
u  n1 / n2  d 2 / d1  z 2 / z1 ,
– межосевое расстояние:
a w  0,5  (d1  d 2 ) ,
(48)
Значения aw принимают из ряда предпочтительных чисел Ra40.
Обычно ширина b2 зубчатого колеса меньше ширины шестерни. В
расчетах используют отношение ψba, которое называют коэффициентом
ширины:
(49)
 ba  b2 / a w ,
Значения ψba стандартизованы: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63;
0,8. Для коробок передач с целью уменьшения размеров в направлении осей
валов применяют узкие колеса ψba = 0,1 – 0,2; для редукторов – широкие
колеса: ψba = 0,315 – 0,63.
Рисунок 36 – Цилиндрическая передача с внутренним зацеплением
Цилиндрические передачи с внутренним зацеплением (рис. 36). В
этом случае межосевое расстояние:
a w  0,5  (d 2  d1 ) ,
(50)
Силы в цилиндрическом зубчатом зацеплении. Силы взаимодействия
зубьев принято определять в полюсе зацепления. Распределенную по
контактной площадке нагрузку q в зацеплении заменяют равнодействующей Fn,
нормальной к поверхности зуба.
Рисунок 37 – Силы, действующие в зацеплении
Для расчета валов и опор силу Fn удобно представить в виде составляющих
(рис. 37): Ft, Fa, Fr.
Окружная сила:
Ft  2  10 3  T / d ,
(51)
Осевая сила:
Fa  Ft  tg ,
(52)
На ведомом колесе направление окружной силы Ft совпадает с
направлением вращения, на ведущем – противоположно ему.
Осевая сила параллельна оси колеса. Направление вектора Fa зависит от
направления вращения колеса и направления линии зуба.
Радиальная сила (см. сечение А–А):
Fr  Ft  tg w / cos  ,
(53)
где
Т – вращающий момент на зубчатом колесе, Н·м;
d – делительный диаметр колеса, мм;
β – угол наклона зуба;
aw = 20 ° – угол зацепления.
Векторы радиальных сил у колес с внешним зацеплением направлены к оси,
а у колес с внутренним зацеплением – от оси зубчатого колеса.
Особенности геометрии и условий работы косозубых зубчатых передач.
Зубья косозубых цилиндрических колес нарезают тем же инструментом, что и
прямозубых. Ось червячной фрезы составляет с торцовой плоскостью колеса
угол β (рис. 38). При нарезании фрезу перемещают по направлению зубьев
колеса. Поэтому в нормальной к направлению зуба плоскости все его размеры –
стандартные.
Рисунок 38 – Особенности косозубых колес
У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы β
наклона линий зубьев равны, но противоположны по направлению. Если не
предъявляют специальных требований, то колеса нарезают с правым
направлением зуба, а шестерни — с левым.
У косозубого колеса (рис. 38) расстояние между зубьями можно измерить в
торцовом, или окружном, (t – t) и нормальном (п – п) направлениях. В первом
случае получают окружной шаг р t , во втором – нормальный шаг р. Различны в
этих направлениях и модули зацепления:
mt  p t / 
mn  p / 
где
,
(54)
т t и т n – окружной и нормальный модули зубьев.
Согласно рис. 38:
pt  p / cos  ,
(55)
Следовательно:
mt  mn / cos  ,
(56)
где β – угол наклона зуба на делительном цилиндре.
Нормальный модуль должен соответствовать стандарту.
В торцовой плоскости t — t косозубое колесо можно рассматривать как
прямозубое с модулем т, и углом зацепления  t :
tg t  tg / cos  ,
(57)
Для колеса без смещения делительный d и начальный dw диаметры
d  d w  mt  z  mn  z / cos  ,
(58)
Помимо торцового перекрытия в косозубых передачах обеспечено и осевое
перекрытие. Коэффициент осевого перекрытия:
   b2 / p x ,
(59)
где рх – осевой шаг, равный расстоянию между одноименными точками двух
смежных зубьев, измеренному в направлении оси зубчатого колеса (рис. 38).
Контактные напряжения при прочих равных условиях в косозубом
зацеплении меньше по значению, чем в прямозубом.
Понятие об эквивалентном колесе. Как отмечалось, профиль косого зуба
в нормальном сечении п – п (рис. 38) совпадает с профилем прямозубого
колеса. Расчет косозубых колес ведут, используя параметры эквивалентного
прямозубого колеса: т n – модуль; zv– число зубьев.
Профиль зуба в этом сечении совпадает с профилем условного прямозубого
колеса, называемого эквивалентным, (рис. 39) делительный диаметр dv
которого dv = mnzv.
Рисунок 39 – Поперечное сечение косозубого колеса
Эквивалентное число зубьев:
z v  z / cos 3  ,
(60)
где z – действительное число зубьев косозубого колеса.
С увеличением угла β наклона линии зуба эквивалентные параметры
возрастают, способствуя повышению прочности передачи.
Конические зубчатые передачи передают механическую энергию между
валами с пересекающимися осями. Обычно Σ = 90° (рис. 40,а). Зацепление
конических зубчатых колес можно рассматривать как качение делительных
круговых конусов шестерни и колеса. Основные характеристики: углы
делительных конусов δ1 и δ 2, внешнее конусное расстояние Re.
Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с делительной
конической поверхностью называют линиями зубьев. В зависимости от формы
линии зуба различают передачи с прямыми зубьями (рис. 40,б), у которых линии
зубьев проходят через вершину делительного конуса, и с круговыми зубьями
(рис. 40,в), линии зубьев которых являются дугами окружности d0.
Конические колеса с круговыми зубьями характеризуют наклоном линии
зуба в среднем сечении по ширине зубчатого венца. Угол βn наклона — острый
угол между касательной в данной точке к линии зуба и образующей
делительного конуса (рис. 40,в).
Разновидностью конических передач являются гипоидные передачи, у
которых оси вращения зубчатых колес не пересекаются, а перекрещиваются.
Рисунок 40 –Конические зубчатые передачи
Геометрия конических зубчатых передач представлена на рис.41.
Рисунок 41 – Геометрия конических зубчатых колес
Конические зубчатые передачи необходимо регулировать, добиваясь
совпадения вершин делительных конусов колес.
Угол Σ между осями зубчатых колес равен сумме углов делительных
конусов (рис. 18.1):
(61)
  1   2 ,
Достоинство конических передач – возможность передачи механической
энергии между валами с пересекающимися осями.
Недостатками являются необходимость регулирования передачи (вершины
делительных конусов должны совпадать), а также меньшая нагрузочная
способность и большая сложность изготовления по сравнению с
цилиндрическими передачами.
Внешние и внутренние торцы на конических зубчатых колесах формируют
внешними и внутренними дополнительными конусами, образующие которых
перпендикулярны образующей делительного конуса. Средний дополнительный
конус расположен на равном расстоянии от внешнего и внутреннего
дополнительных конусов.
Ширина b венца зубчатого колеса ограничена двумя дополнительными
конусами – внешним и внутренним.
Длину отрезка образующей делительного конуса от его вершины до
внешнего торца называют внешним конусным расстоянием Re, до середины
ширины зубчатого венца – средним конусным расстоянием Rm (рис. 41).
Пересечения делительных конусов с дополнительными конусами
определяют диаметры делительных окружностей конического зубчатого колеса.
Различают внешний de, внутренний d i , средний dm делительные диаметры.
Передаточное число. Согласно рис. 41 передаточное число:
(62)
u  d e 2 / d e1  d m 2 / d m1  tg 2  1 / tg 1  z 2 / z1 ,
где de1, de2, dm1, dm2 и 1 ,  2 – соответственно внешние, средние делительные
диаметры и углы делительных конусов шестерни и колеса.
Для конической прямозубой передачи рекомендуют и=2...3; при колесах с
круговыми зубьями и до 6,3.
Осевая форма зуба. Зубья конических колес в зависимости от изменения
размеров их нормальных сечений по длине выполняют трех осевых форм
(рис. 42):
 осевая форма I– нормально понижающиеся зубья (рис. 42,а). Вершины
конусов делительного и впадин совпадают, высота ножки зуба пропорциональна
конусному расстоянию. Применяют для прямых зубьев, а также ограниченно для
круговых при т ≥ 2мм и
z12  z 22  20...100 ,
(63)
Рисунок 42 – Осевые формы зуба
 осевая форма II– нормально сужающиеся зубья (рис. 42,б). Вершина
конуса впадин расположена так, что ширина дна впадины колеса постоянна, а
толщина зуба по делительному конусу пропорциональна конусному
расстоянию. Эта форма обеспечивает оптимальную прочность на изгиб во всех
сечениях, позволяет одним инструментом обрабатывать сразу обе поверхности
зубьев колеса, что повышает производительность при нарезании зубчатых колес.
Является основной для колес с круговыми зубьями. Применяют в массовом
производстве;
 осевая форма III – равновысокие зубья (рис. 42,в). Образующие конусов
делительного, впадин и вершин параллельны. Высота зубьев постоянна по всей
длине. Применяют для неортогональных передач с межосевым углом Σ<40° и
круговыми зубьями при
z12  z 22 ,
(64)
Основные геометрические соотношения. В конических зубчатых колесах
с осевыми формами I и II высота зуба, а следовательно, и модуль зацепления
увеличиваются от внутреннего к внешнему дополнительному конусу (рис. 41,
42). Для удобства измерения размеры конических колес принято определять по
внешнему торцу зуба.
Максимальный модуль зубьев – внешний окружной модуль тte –получают на
внешнем торце колеса.
Ниже приведены основные геометрические соотношения для конических
зубчатых передач (рис. 41).
Внешнее конусное расстояние:
(65)
Re  (0,5  d e1 ) 2  (0,5  d e 2 ) 2  0,5  d e1  1  u 2 ,
Внешние делительные диаметры шестерни и колеса:
d e1  mte  z1
d e 2  mte  z 2
,
(66)
Ширина зубчатого венца:
b  K be  Re ,
(67)
Для большинства конических передач коэффициент ширины зубчатого
венца K be  0,285 .
Тогда:
b  0,285  0,5  d e1  1  u 2  0,143  d e1  1  u 2 ,
(68)
Среднее конусное расстояние:
Rm  Re  0,5  b  Re  0,5  0285  Re  0,857  Re ,
(69)
Из условия подобия (рис. 18.1) следует:
d e1 / Re  d m1 / Rm ,
(70)
Тогда средний делительный диаметр шестерни:
d m1  d e1  Rm / Re  0,857  d e1 ,
(71)
Модуль окружной в среднем сечении:
(72)
mtm  0,857  mte ,
Модуль нормальный в среднем сечении для кругового зуба (  n =35°):
mn  mtm  cos  n  0,702  mte ,
(73)
Углы делительных конусов:
tg 1  z1 / z 2  1 / u
 2  90 o   1
,
(74)
Рисунок 43 – Эквивалентное колесо
Для конических зубчатых колес с прямыми зубьями в качестве расчетного
принимают внешний окружной модуль mte, для конических зубчатых колес с
круговыми зубьями – средний нормальный модуль тп в середине зубчатого
венца.
Эквивалентное колесо. Для прямозубой передачи профили зубьев
конического колеса на среднем дополнительном конусе (рис. 43) близки к
профилям зубьев цилиндрического прямозубого колеса с делительным
диаметром dv.
Дополнив развертку среднего дополнительного конуса на плоскость (рис.
44) до полной окружности, получим эквивалентное цилиндрическое колесо с
числом зубьев z v и делительным диаметром:
(75)
d v  mn  z v ,
Рисунок 44 – Развертка среднего дополнительного конуса на плоскость
Эквивалентного числа зубьев:
(76)
z v  z / cos  ,
т.е. фактическое коническое прямозубое колесо с числом зубьев z в
прочностных расчетах можно заменить цилиндрическим с числом зубьев zv.
Для передачи с круговыми зубьями профили зубьев конического колеса в
нормальном сечении близки к профилям зубьев эквивалентного
цилиндрического прямозубого колеса. Эквивалентное число зубьев zvn
получают двойным приведением: конического колеса к цилиндрическому и
кругового зуба к прямому зубу:
z vn  z /(cos   cos 3  n ) ,
(77)
Силы в коническом зубчатом зацеплении. В конической передаче местом
приложения силы F n действующей перпендикулярно поверхности зуба,
считают сечение на середине ширины зубчатого венца. Для расчета валов и
опор силу Fn удобно представить в виде составляющих: Ft, Fr и Fa.
Окружная сила F t (H) на шестерне:
Ft  2  10 3  T1 / d m1 ,
(78)
где Т 1 – вращающий момент, Н·м;
dm 1 – средний делительный диаметр, мм.
В прямозубой передаче (рис. 45) для определения составляющих запишем
промежуточное выражение (αw = 20° – угол зацепления)
R  Ft  tg w ,
(79)
Радиальная сила на шестерне:
Fr1  R  cos  1  Ft  tg w  cos  1 ,
(80)
Осевая сила на шестерне:
Fa1  R  sin  1  Ft  tg w  sin  1 ,
(81)
Рисунок 45 – Силы, действующие в зацеплении
Силы на колесе соответственно равны (рис. 46):
Fr 2  Fa1
Fa 2  Fr1
,
(82)
Рисунок 46 – Осевые и радиальные силы
В передаче с круговым зубом во избежание заклинивания зубьев при
значительных зазорах в подшипниках необходимо обеспечить направление
осевой силы Fa1 на ведущей шестерне к основанию делительного конуса.
Для этого направление вращения ведущей шестерни (если смотреть со
стороны вершины делительного конуса) и направление наклона зубьев
должны совпадать. По рис. 47 шестерня вращается против хода часовой
стрелки, т.е. влево, и зуб шестерни левый.
Рисунок 47 – Направление зуба шестерни
В передаче с круговым зубом при соблюдении этого условия:
радиальная сила на шестерне:
Fr1  Ft  (tg w  cos  1  sin  n  sin  1 ) / cos  n ,
(83)
осевая сила на шестерне:
Fa1  Ft  (tg w  sin  1  sin  n  cos  1 ) / cos  n ,
(84)
Такие же знаки в формулах будут при вращении по ходу часовой стрелки
ведущей шестерни с правым зубом.
Силы на колесе соответственно равны: Fr2 = Fal; Fa2 = Frl.
Тема 12 Червячные передачи. (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Геометрия и кинематика червячной передачи
3. Виды червячных передач
4. КПД червячной передачи
5. Силы в зацеплении
Червячные передачи применяют для передачи вращательного движения
между валами, оси которых перекрещиваются в пространстве. В большинстве
случаев угол перекрещивания равен 90° (рис. 48). Ведущим является червяк 1,
представляющий собой зубчатое колесо с малым числом (zl=1...4) зубьев
(витков), похожее на винт с трапецеидальной или близкой к ней по форме
резьбой. Для увеличения длины контактных линий в зацеплении с червяком зубья
червячного колеса 2 в осевом сечении имеют форму дуги.
Червячная передача – это зубчато-винтовая передача, движение в которой
преобразуется по принципу винтовой пары с присущим ей повышенным
скольжением.
В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи бывают с
цилиндрическим (а) или с глобоидным (б) червяком (рис. 48).
Качественные показатели глобоидной передачи выше, но она сложна в
изготовлении, сборке и чувствительна к осевому смещению червяка,
вызываемому, например, изнашиванием подшипников. На практике чаще всего
применяют передачи с цилиндрическими червяками.
Рисунок 48 – Червячные передачи с цилиндрическим и глобоидным
червяком
Достоинства червячных передач.
1. Возможность получения большого передаточного числа и в одной
ступени (до 80).
2. Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции.
3. Плавность и бесшумность работы.
4. Возможность получения самотормозящей передачи, т.е. допускающей
движение только от червяка к колесу. Самоторможение червячной передачи
позволяет выполнить механизм без тормозного устройства, препятствующего
вращению колес (например, под действием силы тяжести поднимаемого груза).
5. Возможность получения точных и малых перемещений.
Недостатки.
1. Сравнительно низкий КПД вследствие повышенного скольжения витков
червяка по зубьям колеса и значительное в связи с этим выделение теплоты в
зоне зацепления.
2. Необходимость применения для венцов червячных колес дорогих
антифрикционных материалов.
3. Повышенное изнашивание и склонность к заеданию.
4. Необходимость регулирования зацепления (средняя плоскость венца
червячного колеса должна совпадать с осью червяка).
Применение. Червячные передачи широко применяют в транспортных и
подъемно–транспортных машинах при небольших и средних мощностях
(механизм подъема лифта, лебедки, тали, трансмиссии транспортных машин и
др.), а также с целью получения малых и точных перемещений (делительные
устройства станков, механизмы настройки, регулировки и др.).
Вследствие отмеченных недостатков нерационально применять червячные
передачи в условиях непрерывного действия при мощностях более 30кВт. При
работе в повторно–кратковременных режимах они могут оказаться
эффективными и при больших мощностях.
Геометрия червячной передачи.
Виды червячных передач. Качество и работоспособность червячной
передачи зависят от формы, твердости, шероховатости и точности
изготовления винтовой поверхности витка червяка.
Различают линейчатые и нелинейчатые червяки в зависимости от того,
могут или не могут винтовые поверхности витков червяка быть образованы
прямой
линией.
Нарезание
линейчатых
винтовых
поверхностей
осуществляют на универсальных токарно-винторезных станках, когда
прямолинейная кромка резца воспроизводит эвольвентную, конволютную или
архимедову поверхность. Нелинейчатую винтовую поверхность получают
дисковыми фрезами конусной или тороидальной формы.
В соответствии с этим червячные передачи бывают с эвольвентными,
архимедовыми, конволютными и нелинейчатыми червяками. Получение того
или иного вида винтовой поверхности у витков червяка зависит от способа
нарезания.
Рисунок 49 – Геометрия эвольвентного червяка
Эвольвентный червяк получают при установке прямолинейной кромки
резца в плоскости, касательной к основному цилиндру с диаметром d h (рис. 49).
Левую и правую стороны витка нарезают соответственно резцами 1 и 2 (см.
также сечения В–В и Б–Б). В торцовом сечении (сечении, перпендикулярном
оси червяка) профиль витка червяка очерчен эвольвентой, в осевом сечении (А–
А) – криволинейный (выпуклый). Эвольвентный червяк представляет собой
цилиндрическое косозубое колесо эвольвентного профиля с числом зубьев,
равным числу витков червяка, и с большим углом наклона зубьев.
С целью получения высокой поверхностной твердости витков и повышения
тем самым качественных показателей передачи применяют термическую
обработку с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков.
Эвольвентные червяки могут быть с высокой точностью прошлифованы
плоской поверхностью шлифовального круга.
Производительные способы нарезания и простота шлифования
обусловливают высокую технологичность эвольвентных червяков.
Архимедов червяк получают при расположении режущих кромок резца в
плоскости, проходящей через ось червяка. Архимедовы червяки имеют в осевом
сечении прямолинейный профиль с углом 2α, равным профильному углу резца
(рис. 50,а). В торцовом сечении профиль витка очерчен архимедовой спиралью.
Боковые поверхности витков архимедовых червяков могут быть
прошлифованы только специально профилированным по сложной кривой
шлифовальным кругом. Поэтому упрочняющую термообработку и
последующее шлифование не выполняют и применяют архимедовы червяки с
низкой твердостью в тихоходных передачах с невысокими требованиями к
нагрузочной способности и ресурсу.
Рисунок 50 – Архимедов червяк (а) и конволютный червяк (б)
Конволютный червяк получают при установке режущих кромок резца в
плоскости, касательной к цилиндру с диаметром dx (0<dx<db) и нормальной
к оси симметрии впадины. В этой плоскости червяки имеют прямолинейный
профиль впадины (рис. 50,б). Конволютные червяки имеют в осевом сечении
выпуклый профиль, в торцовом сечении профиль витка очерчен удлиненной
эвольвентой.
Недостатком передач с конволютными червяками является сложная форма
инструмента для шлифования червяков и невозможность получения точных фрез
для нарезания зубьев червячных колес. Передачи с конволютными червяками так
же, как и с архимедовыми, имеют ограниченное применение, в основном в
условиях мелкосерийного производства.
Нелинейчатые червяки нарезают дисковыми фрезами конусной или
тороидальной формы. Витки таких червяков во всех сечениях имеют
криволинейный профиль: в сечении, нормальном к оси симметрии впадины,
выпуклый (рис. 51,а), в осевом сечении – вогнутый (рис. 51,б).
Рабочие поверхности витков нелинейчатых червяков с высокой точностью
шлифуют конусным или тороидным кругом. Передачи с нелинейчатыми
червяками характеризует повышенная нагрузочная способность, их считают
перспективными.
Рисунок 51 – Нелинейчатые червяки
Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые
червяки.
Геометрические размеры червяка и колеса определяют по формулам,
аналогичным формулам для зубчатых колес. В червячной передаче расчетным
является осевой модуль червяка т, равный торцовому модулю червячного
колеса. Значения т, мм, выбирают из ряда: ...4; 5; 6,3; 8....
Основными геометрическими размерами червяка являются (рис. 49):
 делительный диаметр, т.е. диаметр такого цилиндра червяка, на котором
толщина витка равна ширине впадины:
(86)
d1  m  q ,
где q – число модулей в делительном диаметре червяка или коэффициент
диаметра червяка. С целью сокращения номенклатуры зуборезного инструмента
значения q стандартизованы: 8; 10; 12,5; 16; 20;
 расчетный шаг червяка:
(87)
Р   m,
 ход витка:
Ph  P  z1 ,
(88)
где z 1 – число витков червяка: 1, 2 или 4 (z 1 =3 стандартом не предусмотрено);
 угол α профиля: для эвольвентных, архимедовых и конволютных
червяков а = 20°; для червяков, образованных тором, α = 22°;
 диаметр вершин витков:
d а1  d1  2  m ,
(89)
 диаметр впадин витков:
d f 1  d 1  2,4  m ,
(90)
 делительный угол подъема линии витка (см. рис. 52):
tg 1  Ph /(  d1 )    m  z1 /(  m  q)  z1 / q ,
(91)
 длина нарезанной части –b 1 .
Для червяка в передаче со смещением дополнительно вычисляют:
 диаметр начального цилиндра (начальный диаметр):
d w1  m /( q  2  x) ,
(92)
 угол подъема линии витка на начальном цилиндре:
tg w1  z1 /( q  2  x) ,
(93)
где
х – коэффициент смещения.
Рисунок 52 – Определение угла подъема винтовой линии
Геометрические размеры венца червячного колеса. Зубья на червячном
колесе чаще всего нарезают червячной фрезой, которая представляет собой
копию червяка, с которым будет зацепляться червячное колесо. Только фреза
имеет режущие кромки и несколько больший (на двойной размер радиального
зазора в зацеплении) наружный диаметр.
Основные геометрические размеры венца червячного колеса определяют в
среднем его сечении.
Делительный d2 и совпадающий с ним начальный dwi диаметр колеса при
числе z2 зубьев (рис. 53):
(94)
d 2  d w2  m  z 2 ,
Рисунок 53 – Геометрия червячного колеса
Межосевое расстояние червячной передачи:
a  0,5  (d1  d 2 )  0,5  (m  q  m  z 2 )  0,5  m  (q  z 2 ) ,
(95)
Червячные передачи со смещением выполняют в целях обеспечения
стандартного или заданного значения межосевого расстояния. Осуществляют
это, как и в зубчатых передачах, смещением на (хт) фрезы относительно
заготовки при нарезании зубьев колеса (рис. 53):
a w  a  x  m  0,5  m  (q  z 2 2  x) ,
(96)
Для стандартных редукторов aw: ...80, 100, 125, 140, 160,....
Для нарезания зубьев колес в передачах со смещением и без смещения
используют один и тот же инструмент. Поэтому нарезание со смещением
выполняют только у колеса.
При заданном межосевом расстоянии коэффициент смещения
инструмента.
Значения коэффициента х смещения инструмента выбирают по условию
неподрезания и незаострения зубьев. Предпочтительны положительные
смещения, при которых одновременно повышается прочность зубьев колеса.
Рекомендуют для передач с червяком:
– эвольвентным 0 ≤ х ≤ 1 (предпочтительно х = 0,5);
– образованным тором 1,0 ≤ х ≤ 1,4 (предпочтительно x:= 1,1–1,2).
Диаметр вершин зубьев (рис. 53):
(97)
d a 2  d 2  2  m  (1  x) ,
Диаметр впадин зубьев:
d f 2  d 2  2  m  (1,2  x) ,
(98)
Наибольший диаметр червячного колеса:
(99)
d aM 2  d a 2  6  m /( z1  k ) ,
где k = 2 для передач с эвольвентным червяком; k = 4 для передач,
нелинейчатую поверхность которых образуют тором.
Ширина b2 венца червячного колеса зависит от числа витков червяка:
b2  0,355  a w при z 1 =1 или 2,
b2  0,315  a w при z =4,
(100)
Червячное колесо является косозубым с углом у w наклона зуба.
Условный угол 2δ обхвата для расчета на прочность находят по точкам
пересечения окружности диаметром (dal – 0,5т) с линиями торцов венца
червячного колеса.
Кинематика передачи. Передаточное число и червячной передачи
определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачивается
на угол, охватывающий число зубьев колеса, равное числу витков червяка.
Полный оборот колесо совершает за z2 и z 2 оборотов червяка:
(101)
u  n1 / n2  d 2  ctg 1 / d1  z 2 / z1 ,
где n1 , п2 – частоты вращения червяка и колеса;
d 1 и d2 — делительные диаметры червяка и колеса;
γ1 – делительный угол подъема линии витка;
z1 и z2 – число витков червяка и число зубьев колеса.
Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе нарезания зубьев
принимают z2 ≥ 26. Оптимальным является z2 =32...63. Для червячных передач
стандартных редукторов передаточные числа выбирают из ряда: ...31,5; 40; 50;
63; 80
Точность червячных передач. Для червячных передач установлены 12
степеней точности, для каждой из которых предусмотрены нормы
кинематической точности, нормы плавности и нормы контакта зубьев и витков.
В силовых передачах наибольшее применение имеют 7–я (vCK ≤ 10 м/с), 8–я
(vCK ≤ 5 м/с) и 9–я (vCK ≤ 2 м/с) степени точности.
КПД червячной передачи. Роль смазывания в червячной передаче еще
важнее, чем в зубчатой, так как в зацеплении происходит скольжение витков
червяка вдоль контактных линий зубьев червячного колеса.
КПД червячного зацепления определяют по формуле:
 з  tg w / tg( w   ) ,
(102)
где
γw – угол подъема винтовой линии;
φ' – приведенный угол трения;
f'= tgφ' – приведенный коэффициент трения (коэффициент трения,
найденный с учетом угла а профиля витка).
Значения угла φ' трения в зависимости от скорости скольжения получают
экспериментально для червячных передач на опорах с подшипниками качения,
т.е. в этих значениях учтены потери мощности в подшипниках качения, в
зубчатом зацеплении и на размешивание и разбрызгивание масла. Величина φ'
снижается при увеличении vCK, так как при больших скоростях скольжения в
зоне контакта создаются благоприятные условия для образования масляного
слоя, разделяющего витки червяка и зубья колеса и уменьшающего потери в
зацеплении.
Численное значение  з увеличивается с ростом угла γw подъема на
начальном цилиндре до γw  40° (рис. 57).
Обычно в червячных передачах γw ≤ 27°. Большие углы подъема выполнимы
в передачах с четырех–заходным червяком и с малыми передаточными числами.
Рисунок 57 – График зависимости КПД  з от угла γw
Червячные передачи имеют сравнительно низкий КПД, что ограничивает
область их применения ( з = 0,75...0,92).
Силы в зацеплении. Силу взаимодействия червяка и колеса принимают
сосредоточенной и приложенной в полюсе зацепления по нормали к рабочей
поверхности витка. Ее задают тремя взаимно перпендикулярными
составляющими: Ft Fa, Fr. Для наглядности изображения сил червяк и
червячное колесо на рис. 58, а условно выведены из зацепления.
Окружная сила Ft2 на червячном колесе:
Ft 2  2  10 3  T2 / d 2 ,
(103)
где Т2 – вращающий момент на червячном колесе, Н·м;
d2 – делительный диаметр колеса, мм.
Осевая сила Fal на червяке численно равна Ft2 :
Fa1  Ft 2 ,
(104)
Окружная сила Ft1 на червяке:
Ft1  2  10 3  T1 / d w1  2  10 3  T2 /(u   3  d w1 ) ,
(105)
где T1 – вращающий момент на червяке, Н·м;
 3 – КПД, dw1 – в мм.
Осевая сила Fa2 на червячном колесе численно равна Ft1 :
Fa 2  Ft1 ,
(106)
Радиальная сила Fr1 на червяке (радиальная сила Fr2 на колесе численно
равна Fr1), рис. 58,б:
(107)
Fr1  Fr 2  Ft 2  tg ,
Направление силы Ft2 всегда совпадает с направлением вращения колеса, а
сила Ftl направлена в сторону, противоположную вращению червяка.
Рисунок 58 – Силы, действующие в червячном зацеплении
Тема 13 Ременные передачи. (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Силы в передаче
3. Напряжение в ремне. Скольжение ремня
4. Передачи клиновым и поликлиновым ремнем
5. Передачи зубчатым ремнем
Ременная передача – передача трением с гибкой связью. Она состоит из
ведущего диаметром d1, ведомого диаметром d2 шкивов и ремня 1, надетого на
шкивы с предварительным натяжением (рис. 59). Нагрузку передают силы
трения между шкивами и ремнем.
После зубчатой передачи ременная – наиболее распространенная из
механических передач.
Рисунок 59 – Ременная передача
В зависимости от формы поперечного сечения ремня бывают передачи:
плоским ремнем (рис. 60,а), клиновым ремнем (рис. 60,б), поликлиновым
ремнем (рис. 60,в), круглым ремнем (рис. 60,г). Наибольшее применение в
машиностроении имеют клиновые и поликлиновые ремни.
Рисунок 60 – Формы поперечного сечения ремня
изготовляют из прорезиненных тканей или синтетических
Ремни
материалов.
Передача плоским ремнем обладает повышенными работоспособностью и
долговечностью (в связи с меньшими напряжениями изгиба в плоских ремнях).
Ее рекомендуют применять при больших межосевых расстояниях (до 15м) или
высоких скоростях ремня (до 100м/с).
За счет клинового эффекта в передачах клиновым и поликлиновым ремнями
можно реализовать большие силы трения и уменьшить габариты передачи.
Ремни круглого сечения предназначены для пространственных передач
малой
мощности
(оборудование
полиграфической
и
текстильной
промышленности, настольные станки, приборы, бытовые машины). Скорость
ремня до 30м/с.
Разновидностью ременной передачи является передача зубчатым ремнем,
передающая нагрузку путем зацепления ремня со шкивами.
Достоинства ременных передач.
1. Простота конструкции, эксплуатации и малая стоимость.
2. Возможность передачи движения на значительные расстояния (до 15м).
3. Возможность работы с высокими частотами вращения.
4. Плавность и бесшумность работы вследствие эластичности ремня.
5. Смягчение вибраций и толчков вследствие упругости ремня.
6. Предохранение механизмов от перегрузок вследствие возможного
проскальзывания ремня (к передачам зубчатым ремнем это свойство не
относится).
Недостатки ременных передач.
1. Большие радиальные размеры, в особенности при передаче значительных
мощностей.
2. Малая долговечность ремня в быстроходных передачах.
3. Большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня,
необходимость устройств для натяжения ремня.
4. Непостоянное передаточное число вследствие неизбежного упругого
скольжения ремня.
5. Чувствительность нагрузочной способности к наличию паров влаги и
нефтепродуктов.
Применение. Ременные передачи применяют в приводах для передачи
движения от электродвигателя или ДВС, когда по конструктивным
соображениям межосевое расстояние должно быть достаточно большим, а
передаточное число и может быть не строго постоянным (приводы
металлорежущих станков, конвейеров, транспортных, дорожных, строительных
и сельскохозяйственных машин и др.). Передачи зубчатым ремнем можно
применять и в приводах, требующих постоянного значения и (приборные и
робототехнические устройства).
Мощность, передаваемая ременной передачей, обычно до 50кВт, хотя
может достигать 2000кВт и больше. Скорость ремня v = 5...50м/с, а в
высокоскоростных передачах – до 100м/с и выше.
Межосевое расстояние а ременной передачи (рис. 59) определяет в
основном конструкция привода машины. Если с целью поддержания
постоянного натяжения ремня предусматривают перемещение одного из
шкивов, то а – переменно, если на ведомую ветвь (ВМ) устанавливают
натяжной ролик 2, то а — постоянно (рис. 59,б).
Длина ремня:
(108)
L  2a  1   2 / a ,
где:
(109)
1  0,5 (d 2  d1 ) ,
2
(110)
 2  0,25 (d 2  d1 ) ,
Угол обхвата ремнем малого шкива:
(111)
1  180  57  (d 2  d1 ) / a ,
Для передачи плоским ремнем рекомендуют 1 150 , клиновым или
поликлиновым 1 110
Силы в передаче. Для создания трения между ремнем и шкивом ремню
после установки на шкив создают предварительное натяжение силой Fo. Чем
больше Fo, тем выше тяговая способность передачи. В состоянии покоя или
холостого хода передачи (вращение без передачи полезной нагрузки) каждая
ветвь ремня натянута одинаково с силой Fo (рис. 61,а).
Рисунок 61 – Силы в ременной передачи
При приложении рабочего вращающего момента Т1 происходит
перераспределение сил натяжения в ветвях ремня: ведущая ветвь (ВЩ)
дополнительно натягивается до силы F1, а натяжение ведомой ветви (ВМ)
уменьшается до F2, (рис. 61,б). Окружная сила определяется:
Ft  2  10 3 T1 / d 1 ,
(112)
При обегании ремнем шкивов на него действует центробежная сила, Н:
FЦ  10 6    A  v 2 ,
где
А – площадь сечения ремня, мм2;
р – плотность материала, кг/м3,
(113)
v – скорость ремня, м/с.
Сила Fц отбрасывает ремень от шкива, понижая тем самым силы трения и
нагрузочную способность передачи.
Таким образом, силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня: при
передаче полезной нагрузки (F1 + Fц) и (F2 +Fц) соответственно; на холостом
ходу (F0 +Fц).
Нагрузка на валы и подшипники. Силы натяжения ветвей ремня
нагружают шкивы, валы, на которых они установлены, и опоры валов –
подшипники. В покое ветви ремня нагружены силами F0 предварительного
натяжения (рис. 65,а); угол между векторами – (180° – 1). Сила, действующая
на валы в неработающей передаче:
(114)
FB  2 F0  sin(  1 / 2) ,
где 1 – угол обхвата.
При передаче ремнем полезной нагрузки и без учета центробежной силы
имеем (рис. 65,б):
2
2
(115)
FВ  F1  F2  2  F1  F2  cos  1 ,
Рисунок 65 – Определение нагрузки на валы и подшипники
Вектор FB отклонен на угол  от линии центров на малом шкиве в сторону
ведущей ветви, а на большом – в сторону ведомой ветви. Обычно сила FB,
действующая на валы ременной передачи, в 2...3 раза больше окружной силы
Ft, что является серьезным недостатком ременных передач.
Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число. В ременной
передаче разделяют два вида скольжения ремня: упругое и буксование.
Упругое скольжение. В процессе обегания ремнем ведущего шкива сила его
натяжения уменьшается от F1 до F2. А так как деформация ремня
пропорциональна силе натяжения, то при уменьшении силы натяжения ремень
под действием силы упругости укорачивается, преодолевая сопротивление силы
трения в контакте ремня со шкивом. При этом ремень отстает от шкива –
возникает упругое скольжение ремня по шкиву. На ведомом шкиве также
происходит скольжение, но здесь сила натяжения возрастает от F2 до F1, ремень
удлиняется и опережает шкив. Упругое скольжение происходит не на всей дуге
обхвата , а лишь на части ее – дуге скольжения , которая всегда
расположена со стороны сбегания ремня со шкива. Длину дуги скольжения
определяет условие равновесия сил трения на этой дуге и разности сил
натяжения ветвей, т.е. окружной силы: Ft  F1  F2 .
Рисунок 66 – определение скольжения ремня
При нормальной работе: 1  (0,5...0,7)  1 .
Со стороны набегания ремня на шкив имеется дуга покоя (   ) , на
которой сила в ремне не меняется, оставаясь равной силе натяжения
набегающей ветви, а сам ремень движется вместе со шкивом без скольжения.
Скорости v1 и v2 прямолинейных ветвей равны окружным скоростям
шкивов, на которые они набегают. Потерю скорости v1–v2 определяет
скольжение на ведущем шкиве, где направление скольжения не совпадает с
направлением движения шкива (см. стрелки на дуге 1 рис. 66.
Упругое скольжение ремня неизбежно в ременной передаче, оно возникает в
результате разности сил F1 и F2, нагружающих ведущую и ведомую ветви
ремня. Упругое скольжение приводит к снижению скорости и, следовательно, к
потере части мощности, а также вызывает электризацию, нагревание и
изнашивание ремня, сокращая его долговечность.
Упругое скольжение ремня характеризуют коэффициентом скольжения :
  (v1v 2 ) / v1
,
v 2  v1  (1   )
(116)
где v1 и v2 – окружные скорости ведущего и ведомого шкивов. При
нормальном режиме работы обычно  = 0,01...0,02.
Буксование. По мере роста окружной силы Ft, уменьшается дуга покоя,
следовательно, уменьшается и запас сил трения. При значительной перегрузке
дуга скольжения 1 достигает значения дуги обхвата 1 и ремень скользит по
всей поверхности касания с ведущим шкивом, т.е. буксует. При буксовании
ремня на ведущем шкиве ведомый шкив останавливается – передача
неработоспособна.
Передаточное число. Окружные скорости шкивов передачи
v1    d 1  n1 / 60000
v 2    d 2  n 2 / 60000
,
(117)
v1 и v2 – частоты вращения ведущего и ведомого шкивов, мин–1;
d1 и d2 – диаметры этих шкивов, мм.
Передаточное число ременной передачи:
(118)
u  n1 / n2  v1  d 2 /(v2  d1 )  d 2 /[ d1  (1   )] ,
Упругое скольжение, зависящее от значения окружной силы Ft, является
причиной некоторого непостоянства передаточного числа ременных передач.
Рекомендуют для передач плоским ремнем и  5, клиновым и  7,
поликлиновым и  8, зубчатым и  12.
В машиностроении преимущественно применяют передачи клиновым или
поликлиновым ремнем.
где
Клиновые ремни имеют трапециевидное поперечное сечение (рис. 67).
Ремни работают на шкивах с канавками соответствующего ремню профиля.
Профили ремней и канавок шкивов имеют контакт только по боковым
(рабочим) поверхностям ремней и боковым граням канавок шкивов. Между
внутренней поверхностью ремня и дном канавки шкива должен быть зазор.
Рисунок 67 – Поперечное сечение клинового ремня
В передаче часто применяют несколько клиновых ремней (комплект).
Достоинством этой передачи по сравнению с передачей плоским ремнем
является то, что благодаря повышенному (до трех раз) сцеплению ремня со
шкивами, обусловленному эффектом клина, она может передавать большую
мощность, допускает меньший угол обхвата на малом шкиве, а следовательно, и
меньшее межосевое расстояние а, допускает бесступенчатое регулирование
скорости (ременные вариаторы).
Недостатками являются большие напряжения изгиба вследствие
значительной высоты ремня, большие потери на внешнее и внутреннее трение,
большая стоимость изготовления шкивов и неодинаковая работа ремней в
комплекте вследствие отклонений в их длине.
Рекомендуют применять передачи клиновыми ремнями при малых
межосевых расстояниях, больших передаточных числах, вертикальном
расположении осей валов. Их можно встретить в приводах станков,
промышленных установок, вентиляторов, в транспортных, дорожностроительных и сельскохозяйственных машинах. Клиновые передачи
применяют для мощностей до 200кВт.
Поликлиновые ремни — бесконечные плоские ремни с продольными
ребрами – клиньями, входящими в кольцевые клиновые канавки на шкивах
(рис. 68). В поликлиновых ремнях корд 1 из высокопрочного полиэфирного
шнура расположен в тонкой плоской части. Резина 2 над кордом и по ребрам
ремня защищена оберткой 3. Выпускают также ремни без обертки,
обеспечивающие коэффициент трения в 2 раза выше, чем при наличии обертки,
что увеличивает тяговую способность, позволяет снижать предварительное
натяжение.
Рисунок 68 – Поперечное сечение поликлинового ремня
Изготовляют ремни трех сечений (в порядке увеличения высоты H ремня,
высоты h ребра, шага р): К, Л и М. Размер  определяет положение
нейтрального слоя.
Поликлиновые ремни сочетают достоинства ремней плоских (гибкость) и
клиновых (высокая тяговая способность). Благодаря высокой гибкости
допускают применение шкивов малых диаметров. Поликлиновые ремни могут
работать при скоростях до 65м/с.
Рабочая поверхность расположена по всей ширине ремня, что обусловливает
высокую нагрузочную способность: при одинаковой передаваемой мощности
ширина b поликлинового ремня существенно меньше ширины комплекта
клиновых ремней нормальных сечений. Поликлиновую передачу применяют при
мощностях до 1000кВт.
Малая масса ремня способствует снижению уровня его колебаний. Однако
передачи поликлиновыми ремнями чувствительны к относительному осевому
смещению шкивов и отклонению от параллельности осей валов.
Зубчатые ремни выполняют плоскими с поперечными зубьями на
внутренней поверхности (рис. 69). При работе передачи зубья ремня входят во
впадины соответствующего профиля на шкивах. Передача зубчатым ремнем
работает по принципу зацепления.
Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет скольжение и
необходимость в большом предварительном натяжении, уменьшает влияние
угла обхвата (межосевого расстояния) на тяговую способность, что позволяет
уменьшить габариты передачи и реализовать большие передаточные числа.
Рисунок 69 – Зубчатые ремни
Достоинства передач зубчатым ремнем.
1. Постоянное передаточное число.
2. Малое межосевое расстояние.
3. Небольшие нагрузки на валы и подшипники.
4. Большое передаточное число (u<12).
5. Низкий уровень шума и отсутствие динамических нагрузок вследствие
эластичности ремня и упругости зубьев.
Недостатки передач зубчатым ремнем.
1. Сравнительно высокая стоимость.
2. Чувствительность к отклонению от параллельности осей валов.
Применение.
Передачу
зубчатым
ремнем
применяют
как
в
высоконагруженных передачах (например, кузнечно-прессовое оборудование),
используя ее высокую тяговую способность, так и в передачах точных
перемещений (в связи с постоянством передаточного числа): приводы
печатающих устройств ЭВМ, киносъемочная аппаратура, робототехника и др.
Мощность, передаваемая зубчатым ремнем, до 100кВт; скорость ремня до
60м/с; КПД передачи 0,94...0,98.
В зависимости от способа изготовления зубчатые ремни выпускают двух
видов: сборочные и литьевые.
Тема 14 Цепные передачи. (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения.
2. Роликовые приводные цепи
3. Зубчатые приводные цепи
3. Силы в ветвях цепи
4. Натяжение цепи.
5. КПД цепных передач
Цепная передача – это передача зацеплением с гибкой связью. Движение
передает шарнирная цепь 1, охватывающая ведущую 2 и ведомую 3 звездочки и
зацепляющаяся за их зубья (рис. 70).
Рисунок 70 – Цепная передача
Достоинства цепных передач.
1. По сравнению с зубчатыми цепные передачи могут передавать движение
между валами при значительных межосевых расстояниях (до 8 м).
2. По сравнению с ременными передачами: более компактны, передают
большие мощности, требуют значительно меньшей силы предварительного
натяжения, обеспечивают постоянство передаточного числа (отсутствует
скольжение и буксование).
3. Могут передавать движение одной цепью нескольким ведомым
звездочкам.
Недостатки цепных передач.
1. Значительный шум при работе вследствие удара звена цепи о зуб
звездочки при входе в зацепление, особенно при малых числах зубьев и
большом шаге (этот недостаток ограничивает применение цепных передач при
больших скоростях).
2. Сравнительно быстрое изнашивание шарниров цепи, необходимость
применения системы смазывания и установки в закрытых корпусах.
3. Удлинение цепи вследствие износа шарниров и сход ее со звездочек, что
требует применения натяжных устройств.
Применение. Цепные передачи применяют в станках, мотоциклах,
велосипедах, промышленных роботах, буровом оборудовании, строительнодорожных, сельскохозяйственных, полиграфических и других машинах для
передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния,
когда применение зубчатых передач нецелесообразно, а ременных невозможно.
Цепные передачи наибольшее применение получили для передачи мощностей
до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с.
Приводные цепи. Приводная цепь – главный элемент цепной передачи –
состоит из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Помимо приводных
бывают тяговые и грузовые цепи, которые в дальнейшем не рассмотрены.
Основные типы стандартизованных приводных цепей: роликовые,
втулочные и зубчатые
Роликовые приводные цепи. Состоят из двух рядов наружных 1 и
внутренних 2 пластин (рис. 71). В наружные пластины запрессованы оси 3,
пропущенные через втулки 4, запрессованные в свою очередь во внутренние
пластины. На втулки предварительно надеты свободно вращающиеся
закаленные ролики 5. Концы осей после сборки расклепывают с
образованием головок, препятствующих
спаданию
пластин. При
относительном повороте звеньев ось проворачивается во втулке, образуя
шарнир скольжения. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик,
который, поворачиваясь на втулке, перекатывается по зубу звездочки. Такая
конструкция позволяет выровнять давление зуба на втулку и уменьшить
изнашивание как втулки, так и зуба.
Рисунок 71 – Роликовая приводная цепь
Пластины
очерчены
контуром,
напоминающим
цифру 8
и
обеспечивающим равную прочность пластины во всех сечениях.
Шаг Р цепи является основным параметром цепной передачи. Чем
больше шаг, тем выше нагрузочная способность цепи.
Делительная окружность звездочек проходит через центры шарниров цепи.
Из треугольника ОАВ (рис. 72):
d  P /[sin( 180 / z )] ,
(119)
где z – число зубьев звездочки.
Шаг Р у звездочек измеряют по хорде делительной окружности.
Роликовые цепи имеют широкое распространение. Их применяют при
скоростях v  15 м/с.
Рисунок 72 – Геометрия роликовой приводной цепи
Втулочные приводные цепи по конструкции подобны роликовым, но не
имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает ее массу, но существенно
увеличивает износ втулок цепи и зубьев звездочек. Втулочные цепи применяют
в неответственных передачах при v < 1 м/с.
Втулочные и роликовые цепи изготовляют однорядными (рис. 71) и
многорядными с числом рядов 2, 3, 4 и более. Многорядная цепь с меньшим
шагом Р позволяет заменить однорядную с большим шагом и тем самым
уменьшить диаметры звездочек, снизить динамические нагрузки в передаче.
Многорядные цепи могут работать при существенно больших скоростях
движения цепи. Нагрузочная способность цепи возрастает почти прямо
пропорционально числу рядов.
Соединение концов цепи при четном числе ее звеньев производят
соединительным звеном, при нечетном – менее прочным переходным звеном с
изогнутыми пластинами. Поэтому применяют цепи с четным числом звеньев.
Рисунок 73 – Зубчатая приводная цепь
Зубчатые приводные цепи состоят из звеньев, составленных из набора
пластин 1, шарнирно соединенных между собой (рис. 73). Каждая пластина
имеет по два зуба и впадину между ними для размещения зуба звездочки.
Пластины в звеньях раздвинуты на ширину одной или двух пластин
сопряженных звеньев.
Число пластин определяет ширина цепи В (рис. 73), которая зависит от
передаваемой мощности. Рабочими являются грани пластин, наклоненные одна
к другой под углом 60°. Этими гранями каждое звено цепи вклинивается между
двумя зубьями звездочки, имеющими трапециевидный профиль. Благодаря
этому зубчатые цепи работают плавно, с малым шумом, лучше
воспринимают ударную нагрузку и допускают высокие скорости.
Для устранения бокового спадания цепи со звездочек применяют
внутренние (расположенные по середине ширины цепи) или боковые
направляющие пластины. Направляющие пластины представляют собой
обычные пластины, но без выемок для зубьев звездочек. Для внутренних
направляющих пластин на зубьях звездочек выполняют проточки
соответствующего профиля.
Делительный диаметр d звездочки для зубчатых цепей больше ее наружного
диаметра.
Относительный поворот звеньев обеспечивают шарниры скольжения или
качения. Шарнир скольжения (рис. 74,а) состоит из оси 1, двух вкладышей 2 и
3, закрепленных в фигурных пазах пластин: 2 в пластине А, 3 в пластине В. При
повороте пластин вкладыш 2 скользит по оси, поворачиваясь в пазу пластины
В, а вкладыш 3 – в пазу пластины А. Вкладыши позволяют увеличить площадь
контакта в 1,5 раза. Шарнир допускает поворот пластины на угол max. Обычно
max = 30°. Шарнир качения (рис. 74,б) СОСТОИТ из двух призм 1 и 2 с
цилиндрическими рабочими поверхностями и длиной, равной ширине цепи.
Призмы опирают на лыски. Призма 1 закреплена в фигурном пазе пластины В,
призма 2 – в пластине А. Призмы при повороте звеньев обкатываются одна по
другой, обеспечивая чистое качение. Цепи с шарнирами качения более дорогие,
но имеют малые потери на трение.
По сравнению с роликовыми зубчатые цепи тяжелее, сложнее в
изготовлении и дороже. Область применения зубчатых цепей сокращается.
Преимущественное применение в настоящее время имеют передачи
роликовыми и втулочными цепями.
Рисунок 74 – Шарниры скольжения и качения
Материал цепей. Цепи должны быть износостойкими и прочными.
Пластины цепей изготовляют из сталей марок 50, 40Х и других с закалкой до
твердости 40...50 HRC. Оси, втулки, ролики и призмы – из цементуемых сталей
марок 20, 15Х и других с закалкой до твердости 52...65HRC. Повышением
твердости деталей можно повысить износостойкость цепей.
Оптимальное межосевое расстояние передачи (рис. 70) принимают из
условия долговечности цепи:
a  (30...50)  P ,
(120)
где
Р – шаг цепи.
Силы в ветвях цепи. Ведущая ветвь цепи при работе передачи нагружена
силой F1 состоящей из полезной (окружной) силы Ft, силы F0 натяжения от
силы тяжести ведомой ветви цепи и силы Fц натяжения от действия
центробежных сил:
F1  Ft  F0  Fц ,
(121)
Окружная сила Ft (H), передаваемая цепью:
Ft  2 10 3  T / d ,
(122)
где d – делительный диаметр звездочки, мм; Т – в Нм.
Натяжение F0 (H) от силы тяжести при горизонтальном или близком к
нему положении линии, соединяющей оси звездочек:
F0  q  g  a 2 /(8 f )  1,2q  a 2 / f ,
(123)
где q – масса 1 м цепи, кг/м;
g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения;
а – межосевое расстояние, м;
f – стрела провисания ведомой ветви, м (рис. 25.8).
При вертикальном или близком к нему положении линии центров звездочек:
(124)
F0  q  g  a ,
Натяжение цепи от центробежных сил (Н):
(125)
Fц  q  v 2 ,
где v – скорость движения цепи, м/с.
Сила Fц действует на звенья цепи по всему ее контуру и вызывает
дополнительное изнашивание шарниров.
Рисунок 75 – Провисание ведомой ветви
Цепь передачи проверяют на прочность, сопоставляя значения
разрушающей силы, приводимой в стандарте, и силы натяжения ведущей ветви,
которую при этом вычисляют с учетом дополнительного динамического
нагружения от неравномерного движения цепи, ведомой звездочки и
приведенных к ней масс.
Нагрузка на валы звездочек. Центробежная сила валы и опоры не
нагружает. Расчетная нагрузка Fв на валы цепной передачи несколько больше
полезной окружной силы вследствие натяжения цепи от собственной силы
тяжести. Условно принимают:
FB  k B  Ft ,
(126)
где k B – коэффициент нагрузки вала; k B =1,15 – для горизонтальных передач,
k B =1,05 –для вертикальных.
Направление силы Fв – по линии центров звездочек.
Натяжение цепи. По мере изнашивания шарниров цепь вытягивается,
стрела f провисания ведомой ветви увеличивается (рис. 75), что вызывает
захлестывание звездочки цепью.
Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из
звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.
Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах
двух звеньев, при большей вытяжке – два звена цепи удаляют. Натяжение не
компенсирует увеличение шага цепи вследствие износа деталей шарниров.
КПД передачи зависит от потерь на трение в шарнирах цепи, в контакте
цепи с зубьями звездочек, в опорах валов, а также от потерь на
перемешивание масла при смазывании погружением: =0,95...0,97. При
нерегулярном периодическом смазывании =0,92...0,94.
Рекомендуемая литература
1. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа,1986.
2. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991.
3. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.:
Машиностроение, 2004.
Раздел 4 Узлы и детали, обслуживающие вращательное движение
Тема 15 Валы и оси (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения. Конструкции валов и осей
2. Способы передачи нагрузок на валы
3. Критерии работоспособности валов и осей
Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие вращающиеся детали машин
устанавливают на валах и осях.
Вал предназначен для передачи вращающего момента вдоль своей оси, а
также для поддержания расположенных на нем деталей и восприятия
действующих на эти детали сил. Примером могут служить валы редуктора
(рис. 76). При работе вал испытывает действие напряжений изгиба и кручения, а
в некоторых случаях дополнительно растяжения или сжатия.
Рисунок 76 – Валы редуктора
Ось только поддерживает установленные на ней детали и воспринимает
действующие на эти детали силы. Например, ось железнодорожного вагона
(рис. 77). В отличие от вала ось не передает вращающего момента и,
следовательно, не испытывает кручения. Оси могут быть неподвижными или
могут вращаться вместе с насаженными на них деталями. Вращающиеся оси
обеспечивают лучшие условия работы подшипников, неподвижные – дешевле,
но требуют встройки подшипников во вращающиеся на осях детали.
Большинство валов имеет неизменяемую номинальную геометрическую
форму оси – жесткие валы. Особую группу составляют гибкие валы с
изменяемой формой геометрической оси.
Рисунок 77 – Ось
По форме геометрической оси валы делят на прямые (рис. 78) и непрямые
– коленчатые, служащие для преобразования возвратно–поступательного
движения во вращательное (или наоборот), и эксцентриковые.
Оси, как правило, изготовляют прямыми. Прямые валы и оси имеют форму
тел вращения и по конструкции мало отличаются друг от друга.
Прямые валы и оси могут быть постоянного диаметра — гладкие (рис. 78,а,
б) или ступенчатые (большинство валов, рис. 78,в). По форме поперечного
сечения валы и оси бывают сплошные и полые (с осевым отверстием, рис.
29.3,б) Полые валы применяют для уменьшения массы, а также при
необходимости пропуска сквозь валы или размещения внутри них других
деталей или материалов (масла, охлаждающих газов или жидкостей).
По внешнему очертанию поперечного сечения валы разделяют на
шлицевые и шпоночные, имеющие на некоторой длине шлицевой профиль или
профиль со шпоночным пазом.
Валы классифицируют также по условным признакам, например, по
относительной скорости вращения в узле (в редукторе, рис. 76):
быстроходный 1, среднескоростной 2, тихоходный 3, или по расположению в
узле: входной 1 (ведущий), промежуточный 2, выходной 3 (ведомый).
Опорными частями валов и осей служат цапфы. Промежуточные цапфы
называют шейками.
Рисунок 78 – Конструкции валов
Форма вала по длине. По условиям равнопрочности целесообразно
конструировать валы в продольном сечении приближающимися к телам
равного сопротивления изгибу – очерчиваемым кубической параболой К форме
тела равного сопротивления приближаются ступенчатые валы. Эта форма
также упрощает изготовление и установку деталей на валу.
Переходные участки валов и осей между двумя ступенями разных
диаметров выполняют: с галтелью постоянного радиуса, рис. 79,а (галтель –
поверхность плавного перехода от меньшего сечения к большему); с галтелью
переменного радиуса (рис. 79,б); с канавкой со скруглением для выхода
шлифовального круга (рис. 79,в).
Переходные
участки
являются
концентраторами
напряжений.
Эффективным средством для снижения концентрации напряжений в
переходных участках является повышение их податливости (например, путем
увеличения радиусов галтелей, выполнения разгрузочных канавок).
Деформационное упрочнение (наклеп) галтелей повышает несущую
способность валов и осей.
Рисунок 79 – Оформление переходных участков валов
Способы передачи нагрузок на валы. Основными силами, действующими
на валы, являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные
на них детали: зубчатые или червячные колеса, шкивы, звездочки, полумуфты и
др.
На рис. 80 показана пространственная схема сил, нагружающих валы
двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора с косозубым
зацеплением. На расчетных схемах эти силы, а также вращающие моменты
изображают как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц.
Влиянием силы тяжести валов и установленных на них деталей пренебрегают
(за исключением тяжелых маховиков и т.п.). Силы трения в опорах не
учитывают.
Передачу вращающего момента осуществляют соединениями: с натягом,
шлицевыми, шпоночными, фрикционными коническими кольцами и др. В
соединениях с натягом преимущественно применяют цилиндрические детали
как более простые в изготовлении.
Рисунок 80 – Пространственная схема сил, нагружающих валы
Конические соединения применяют: для облегчения постановки на вал и
снятия с него тяжелых деталей, для быстрой смены деталей типа сменных
шестерен, для обеспечения требуемого натяга и для повышения точности
центрирования деталей. Наиболее часто коническими выполняют соединения на
концевых участках валов. Обязательную для конических соединений осевую
силу создают гайкой или винтом и торцовой шайбой.
Радиальные силы передают либо непосредственным контактом ступицы,
насаженной на вал (наиболее распространенный случай), либо через
подшипники (шатунные шейки коленчатых валов).
Осевые силы передают: значительные по величине – упором деталей в
уступы на валу (рис. 81,а), посадкой деталей с натягом; средние – гайками (рис.
81,б), пружинными плоскими упорными кольцами (рис. 81,в), легкие –
пружинными кольцами, стопорными винтами.
Рисунок 81 – Конструкции для передачи осевых сил
Критерии работоспособности валов и осей. Основными критериями
работоспособности являются прочность и жесткость. В отдельных случаях
валы рассчитывают на колебания. В настоящем курсе расчет на колебания не
рассмотрен.
Для расчета на прочность валов и осей строят эпюры изгибающих и
вращающих моментов, продольных сил. Валы и вращающиеся оси при работе
испытывают действие циклически изменяющихся напряжений.
Прочность оценивают коэффициентами запаса ST при расчете валов и
осей на статическую прочность и S — на сопротивление усталости, а
жесткость – прогибом, углами поворота или углами закручивания сечений в
местах установки деталей.
Практикой установлено, что разрушение валов и осей быстроходных машин
в большинстве случаев носит усталостный характер, поэтому основным
является расчет на сопротивление усталости.
Основными расчетными силовыми факторами являются вращающие Т и
изгибающие М моменты. Влияние растягивающих и сжимающих сил на
прочность мало и их в большинстве случаев не учитывают.
Рекомендуемая литература
1. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа,1986.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.:
Высшая школа, 2001.
3. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991.
4. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.:
Машиностроение, 2004.
5. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.
Тема 16 Подшипники качения. (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения. Классификация
2. Назначение основных деталей подшипника
3. Посадка колец подшипника
Подшипником называют опору или направляющую, определяющую
положение движущихся частей по отношению к другим частям механизма.
Подшипники, работающие преимущественно на движение с трением качения,
называют подшипниками качения, а на движение с трением скольжения —
подшипниками скольжения. Подшипник качения включает в себя детали с
дорожками качения и тела качения.
Достоинства подшипников качения.
1. Полная взаимозаменяемость, готовность к эксплуатации без
дополнительной подгонки или приработки.
2. Малые осевые размеры, простота монтажа и эксплуатации.
3. Малая потребность в смазочном материале. Подшипники с защитными
шайбами заполняют пластичным смазочным материалом при изготовлении.
Этого запаса хватает на весь срок работы.
4. Малые потери на трение, особенно при трогании с места и невысоких
частотах вращения, незначительный нагрев при работе.
5. Малое использование дефицитных цветных металлов при изготовлении.
6. Малая стоимость изготовления в связи с массовым производством.
Недостатки подшипников качения.
1. Большие радиальные размеры.
2. Малая жесткость.
3. Большое сопротивление вращению, шум и низкая долговечность при
высоких частотах вращения.
4. Чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам.
Применение. Подшипники качения являются основным видом опор в
машинах: в легковом автомобиле более 30 типоразмеров подшипников, в
грузовом автомобиле — более 120, в самолете — более 1000 и т.д.
Классификация подшипников качения. Подшипники качения передают
силы между валом и корпусом при относительном их вращении. Нагружающие
подшипник силы подразделяют на:
– радиальную, действующую в направлении, перпендикулярном оси
подшипника;
– осевую, действующую в направлении, параллельном оси подшипника.
Подшипники качения классифицируют по следующим основным признакам:
 по форме тел качения (рис. 82) — шариковые (а) и роликовые (б — з),
причем последние могут быть с роликами: цилиндрическими короткими (б),
длинными (в) и игольчатыми (г), а также бочкообразными (д), коническими (е),
бомбинированными (ж) — с небольшой (7–30 мкм на сторону) выпуклостью
поверхности качения (бомбиной) и витыми (з) – пустотелыми;
 по
направлению
воспринимаемой
нагрузки
–
радиальные,
предназначенные для восприятия радиальных сил; некоторые типы могут
воспринимать и осевые силы; радиально–упорные — для восприятия
радиальных и осевых сил; подшипники регулируемых типов без осевой силы
работать не могут; упорные — для восприятия осевых сил; радиальную силу не
воспринимают; упорно–радиальные — для восприятия осевых и небольших
радиальных сил;
 по числу рядов тел качения — одно–, двух– и четырехрядные;
 по основным конструктивным признакам — самоустанавливающиеся
(например, сферические самоустанавливаются при угловом смещении осей вала
и отверстия в корпусе) и несамоустанавливающиеся; с цилиндрическим или
конусным отверстием внутреннего кольца, сдвоенные и др.
Рисунок 82 – Виды тел качения подшипников
Назначение основных деталей подшипника. На рис. 83 показано осевое
сечение шарикового радиального однорядного подшипника. Основные детали
подшипника:
1 — внутреннее кольцо с диаметром d отверстия; 2 — наружное кольцо; D
— наружный диаметр подшипника; 3 — тело качения — шарик; Dw — диаметр
тела качения; 4 — сепаратор; охватывает тела качения и перемещается вместе с
ними.
Кольца подшипников имеют желоба (канавки), служащие направляющими
для тел качения.
Сепаратор (см. сечения А–А и Б–Б на рис. 30.2) предназначен для
направления, удержания тел качения в определенном положении (с целью
обеспечения соосности колец) и для разделения тел качения от их
непосредственного контакта (с целью уменьшения изнашивания и потерь на
трение). При невысоких частотах вращения и при качательном движении
применяют подшипники без сепараторов (например, подшипники крестовин
карданных валов).
Рисунок 83 – Осевое сечение шарикового радиального однорядного
подшипника
Основное применение имеет змейковый сепаратор, состоящий из двух
волнистых кольцеобразных полусепараторов, соединенных между собой
заклепками; в быстровращающихся узлах и подшипниках высокой точности
применяют массивные сепараторы (цельные или составные), обеспечивающие
более точное положение тел качения относительно колец подшипников.
Посадки колец подшипников. Различают три случая нагружения колец
подшипников:
 циркуляционное – кольцо вращается относительно линии действия
нагрузки;
 местное – кольцо неподвижно относительно линии действия нагрузки;
 колебательное – кольцо не совершает полного оборота относительно
линии действия нагрузки.
При циркуляционном погружении соединение колец с валом или корпусом
должно быть выполнено обязательно с натягом, исключающим
проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной детали. При
недостаточном натяге и циркуляционном нагружении между кольцом и
посадочной поверхностью может появиться зазор в разгруженной зоне, что
приводит к обкатыванию кольцом сопряженной поверхности, ее развальцовке,
контактной коррозии, истиранию, снижению точности вращения и
разбалансировке.
При местном нагружении применяют посадки, допускающие небольшой
зазор. Обкатывания кольцами сопряженных деталей при таком нагружении не
происходит, а нерегулярное проворачивание невращающегося кольца полезно,
так как меняется положение его зоны нагружения, что способствует
повышению долговечности подшипника. Кроме того, такое сопряжение
облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазоров в
подшипниках и при температурных деформациях.
Посадки подшипников отличаются от обычных расположением и
значением полей допусков на посадочные поверхности колец. Подшипник
является основным комплектующим изделием, не подлежащим в процессе
сборки дополнительной доводке. Требуемые посадки в соединении колец
получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала
или отверстия в корпусе (рис. 84).
Интенсивность нагружения подшипникового узла оценивают отношением
эквивалентной нагрузки Р к базовой динамической грузоподъемности С.
В соответствии с этим различают режимы нагружения:
 легкий – Р / С  0,07 ;
 нормальный – 0,07  Р / С  0,15 ;
 тяжелый – Р / С  0,15 .
Режимам с большими значениями отношения Р/С должны
соответствовать более плотные посадки. Роликовые подшипники работают,
как правило, при больших нагрузках, поэтому и посадки роликоподшипников
более плотные, чем шарикоподшипников.
Рисунок 84 – Требуемые посадки в соединении колец подшипников
Тема 17 Подшипники скольжения. (0,5 часа)
План лекции:
1. Общие сведения
2. Классификация подшипников скольжения
2. Режимы смазки
Подшипники скольжения состоят из корпуса, вкладышей и смазывающих
устройств. В простейшем виде подшипник скольжения представляет собой
вкладыш (втулку) 1 (рис. 85,а), который с зазором устанавливают на цапфу вала
и закрепляют в корпусе подшипника или чаще всего непосредственно в станине
или раме машины.
Несущую способность подшипника обеспечивает применение смазочного
материала (жидкого, газообразного, пластичного) или создание магнитного
поля.
В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки подшипники
скольжения подразделяют на:
 радиальные – предназначенные для восприятия радиальной силы Fr (рис.
33.1,а);
 упорные – предназначенные для восприятия осевой силы Fa–Упорные
подшипники часто называют подпятниками (рис. 85,б);
 радиально–упорные – предназначенные для восприятия радиальных и
осевых сил (рис. 85,в и г).
Достоинства подшипников скольжения.
1. Надежно работают в высокоскоростных приводах (подшипники качения в
этих условиях имеют малую долговечность).
2. Способны воспринимать значительные ударные и вибрационные нагрузки
вследствие больших размеров рабочей поверхности и высокой демпфирующей
способности масляного слоя.
3. Работают бесшумно.
4. Имеют сравнительно малые радиальные размеры (см. рис. 85).
5. Разъемные подшипники допускают установку их на шейки коленчатых
валов; при ремонте не требуют демонтажа муфт, шкивов и т.д.
6. Для тихоходных машин могут иметь весьма простую конструкцию.
Рисунок 85 – Подшипники скольжения
Недостатки подшипников скольжения.
1. В процессе работы требуют постоянного надзора из–за высоких
требований к наличию смазочного материала и опасности перегрева; перерыв в
подаче смазочного материала ведет к разрушению подшипника.
2. Имеют сравнительно большие осевые размеры.
3. Значительные потери на трение в период пуска и при несовершенной
смазке.
4. Большой расход смазочного материала, необходимость его очистки и
охлаждения.
Применение. Подшипники скольжения применяют во многих отраслях
машино- и приборостроения преимущественно в условиях, в которых
применение подшипников качения невозможно или нецелесообразно:
1. Для валов изделий, работающих с ударными и вибрационными
нагрузками (двигатели внутреннего сгорания, молоты и др.).
2. Для коленчатых валов, когда по условиям сборки необходимы разъемные
подшипники.
3. Для валов больших диаметров, для которых отсутствуют подшипники
качения.
4. Для высокоскоростных валов, когда подшипники качения непригодны
вследствие малого ресурса (центрифуги и др.).
5. При очень высоких требованиях к точности и равномерности вращения
(шпиндели станков, опоры телескопов и др.).
6. В тихоходных машинах, бытовой технике.
7. При работе в воде и агрессивных средах, в которых подшипники качения
непригодны.
В общем машиностроении для подшипников скольжения наиболее часто
применяют жидкие смазочные материалы – масла. Масла имеют низкий
коэффициент внутреннего трения, хорошо очищают и охлаждают рабочие
поверхности, их легко подавать к местам смазывания. Недостатком является
необходимость уплотнения мест смазывания.
Вязкость является важнейшим свойством масел. Вязкость характеризует
объемное свойство смазочного материала оказывать сопротивление
относительному перемещению его слоев. В гидродинамических расчетах
используют динамическую вязкость , Па·с. Вязкость существенно
понижается с ростом температуры (примерно по кубической параболе).
Режимы смазки. Подшипник скольжения работает при наличии смазочного
материала в зазоре между цапфой вала и вкладышем. Смазыванием называют
подведение смазочного материала в зону трения, смазкой – действие
смазочного материала.
При неподвижном вале жидкий смазочный материал в подшипнике из зоны
контакта выдавлен (рис. 86,а), но на поверхностях цапфы и вкладыша
сохраняется его тонкая пленка толщиной порядка 0,1 мкм. Толщины этой
пленки не хватает для полного разделения поверхностей трения в момент пуска
и при малой угловой скорости вала. Работу подшипника в этот момент
характеризует режим граничной смазки (при этом свойства смазочного
материала отличаются от объемных). Вращающийся вал вовлекает смазочный
материал в клиновой зазор между цапфой и вкладышем, в результате чего
возникает несущий масляный слой, характеризуемый значительной
гидродинамической подъемной силой, под действием которой вал всплывает
(рис. 86,б). По мере увеличения скорости толщина смазывающего слоя
увеличивается, но отдельные микровыступы трущихся поверхностей
задевают при вращении друг за друга. Работу подшипника в этот момент
характеризует резким полужидкостной смазки. Граничную и полужидкостную
смазку объединяют одним понятием – несовершенная смазка.
Рисунок 86 – Смазка подшипников скольжения
При дальнейшем возрастании угловой скорости вала возникает сплошной
устойчивый слой масла, полностью разделяющий шероховатости
поверхностей трения. Возникает режим жидкостной смазки, при котором
изнашивание и заедание отсутствуют.
Подшипники скольжения, в которых несущий масляный слой создается при
вращении цапфы, называют гидродинамическими. В гидростатических
подшипниках режим жидкостной смазки создают за счет подвода масла под
цапфу или под пяту от насоса. Давление рм масла должно быть таким, чтобы
вал под его воздействием всплыл в масле (рис. 87). В гидростатических
подшипниках создание несущего масляного слоя не зависит от угловой
скорости вала.
Рисунок 87 – Гидростатический подшипник
Тема 18 Муфты приводов. (1 час)
План лекции:
1. Общие сведения. Классификация
2. Расчетный момент
3. Глухие муфты
4. Смещение валов. Жесткие компенсирующие муфты
5. Основные свойства упругих муфт
Большинство машин и технологических систем состоит из отдельных узлов.
Для обеспечения кинематической и силовой связей валы узлов соединяют
муфтами.
Муфтой называют устройство для соединения концов валов или валов со
свободно установленными на них деталями (зубчатыми колесами, шкивами и
т.д.). Муфты передают вращающий момент без изменения его значения и
направления. Некоторые типы муфт дополнительно могут способствовать
снижению в машинах вредных нагрузок, предохранять от перегрузок, включать
и выключать исполнительный элемент машины без останова двигателя.
По управляемости муфты приводов разделяют на (рис. 88): неуправляемые
(нерасцепляемые),
управляемые
(сцепные),
самоуправляемые
(автоматического действия).
Неуправляемые (нерасцепляемые) муфты осуществляют постоянное
соединение валов между собой. Длинные валы по условиям изготовления и
транспортирования делают составными, соединяя отдельные части
некомпенсирующими (глухими) муфтами.
Вследствие неточностей изготовления и монтажа, деформаций при передаче
нагрузки неизбежно относительное смещение соединяемых валов. Для
снижения вредных нагрузок на валы вследствие их смещения применяют
компенсирующие муфты: жесткие или упругие. Упругие муфты способны
также сглаживать динамические нагрузки (толчки, удары и вибрацию)
вследствие наличия металлических или неметаллических упругих элементов
(стальных пружин, стержней, резиновых втулок, диска, шайбы, оболочки).
Управляемые (сцепные) муфты допускают с помощью механизма
управления сцепление и расцепление вращающихся или неподвижных валов.
По принципу работы различают муфты с профильным замыканием
(кулачковые, зубчатые) и фрикционные По форме поверхности трения
фрикционные муфты делят на дисковые, конусные и цилиндрические.
Самоуправляемые муфты автоматически разъединяют валы при
изменении заданного режима работы машины. Для предохранения машины от
перегрузок, вызванных технологическим процессом или неправильной
эксплуатацией, служат предохранительные муфты Для обеспечения плавного
пуска машин с большими ускоряемыми массами применяют центробежные
муфты. Передачу момента и вращения только в одном направлении
обеспечивают автоматически срабатывающие обгонные муфты (муфты
свободного хода).
Расчетный момент. Основной характеристикой муфт является
передаваемый вращающий момент Т. На рис. 89 представлено возможное
изменение во времени вращающего момента на одном из валов машины.
Рисунок 89 – Изменение во времени вращающего момента
Муфты подбирают по стандартам, ведомственным нормалям, каталогам или
проектируют по расчетному моменту:
T p  K  Tном ,
(127)
где К – коэффициент режима работы муфты, учитывающий условия
эксплуатации (тип двигателя, переменность нагрузки, тип машины);
Тном – номинальный вращающий момент (наибольший из длительно
действующих).
В приводах от электродвигателя принимают следующие значения
коэффициента режима работы:
 при спокойной работе и небольших разгоняемых массах (приводы
конвейеров, испытательных установок и др.) К = 1,15...1,4;
 при
переменной
нагрузке
и
средних
разгоняемых
массах
(металлорежущие станки, поршневые компрессоры и др.) К= 1,5...2;
 при ударной нагрузке и больших разгоняемых массах (прокатные станы,
молоты и др.) К= 2,5...3.
Наиболее слабые звенья выбранной муфты проверяют расчетом на
прочность по расчетному моменту Tр. Расчеты на прочность муфт включают
также расчеты шпоночных или шлицевых соединений, используемых для
передачи вращающего момента между валами и полумуфтами.
Для предохранения машин от разрушения при возможных значительных
перегрузках (действии пикового момента Тпик) устанавливают предохранительные
муфты. Во избежание случайных выключений эти муфты рассчитывают по
предельному моменту:
Т пред  1,25Т max ,
(128)
где Tmax – наибольший передаваемый момент при нормальной работе, обычно
равный пусковому моменту Tпуск (Tmах = Tпуск).
Глухие муфты. Глухие муфты предназначены для жесткого постоянного
соединения соосных валов. Из различных видов глухих муфт наибольшее
распространение получили втулочные и фланцевые муфты. Втулочная муфта
представляет собой втулку, насаживаемую на цилиндрические концы валов (рис.
90). Соединение втулки с валами – штифтовое. Помимо исполнения со
штифтами втулку изготовляют с пазом для призматической или сегментной
шпонки, со шлицевым посадочным отверстием.
Рисунок 90 – Втулочная муфта
Применяют для передачи вращающего момента от 1 до 4500 Н·м для валов
диаметром от 6 до 100 мм. Муфту характеризуют простота конструкции и
изготовления, низкая стоимость, особо малый габарит по диаметру, небольшой
маховой момент. Недостатком муфты является неудобный монтаж, связанный
со значительным осевым смещением соединяемых узлов, что не позволяет
применять в сопряжении вал-втулка посадку с натягом. Поэтому невозможно
обеспечить высокую изгибную жесткость соединения валов. Материал втулки
— сталь марки 45.
Прочность муфты определяют: прочность штифтового, шпоночного или
шлицевого соединения, а также прочность втулки (см. расчеты
соответствующих соединений).
Втулочные муфты стандартизованы.
Фланцевая муфта состоит из двух полумуфт 1 и 2 с фланцами,
стягиваемыми болтами (рис. 91), одна половина из которых для обеспечения
соосности полумуфт и восприятия поперечных сил установлена без зазора (4) в
отверстия из–под развертки, а вторая – с зазором (3).
Необходима строгая соосность соединяемых валов и перпендикулярность
торцовых поверхностей полумуфт осям валов, в противном случае неизбежны
изгиб вала, его биение и появление дополнительных нагрузок на опоры.
Полумуфты имеют два исполнения: для соединения цилиндрических и
конических концов валов.
Рисунок 91 – Фланцевая муфта
Фланцевые муфты просты по конструкции, упрощают монтаж узлов,
обеспечивают беззазорное соединение валов, могут передавать вращающие
моменты от 16 до 40 000 Н·м при диаметре вала d= 11...250мм. Материал
полумуфт – стали марок 40Л или 35Л.
Если фланцы полумуфт стянуты только болтами 3, поставленными с
зазором, то вращающий момент передают силы трения, возникающие в стыке
полумуфт от затяжки болтов. Расчет сводится к определению диаметра болта по
потребной силе затяжки:
(129)
Fзат  2  10 3  C  T p /( Dср  z  f ) ,
где Тр – расчетный вращающий момент, Н·м;
С – коэффициент запаса по несдвигаемости, С =1,2...1,5;
Dcp – средний диаметр кольцевой поверхности трения, мм:
Dср  ( D1  D) / 2 ,
(130)
z – число болтов;
f – коэффициент трения, обычно f=0,15...0,2.
При установке болтов 4 без зазора ("под развертку") расчет ведут в
предположении, что весь передаваемый момент воспринимают эти болты,
работающие на срез. Сила, стремящаяся срезать один болт, Н:
(131)
F  2  10 3  T p /( D0  z) ,
где
D0 – диаметр окружности расположения осей болтов, мм (рис. 91).
Фланцевые муфты стандартизованы.
Смещения валов. Жесткие компенсирующие муфты. Обычно машины
выполняют из отдельных узлов или агрегатов (рис. 92). Взаимная установка
таких узлов не может быть идеально точной вследствие погрешностей
изготовления и монтажа, особенностей конструкции узлов и деформаций валов
при работе. Иногда узлы приходится устанавливать на деформируемом
основании, например, на раме автомобиля.
Рисунок 92 – Привод, состоящий из нескольких отдельных узлов
Различают следующие возможные смещения соединяемых валов (рис. 93):
 радиальное r (а);
 угловое  (б);
 осевое a (в).
На практике чаще встречается комбинация указанных отклонений. Так, при
установке двух узлов (например, электродвигателя 1 и редуктора 2, рис. 92) на
общем основании (плите, раме 3) точность относительного расположения
соединяемых муфтой валов определяют все три возможных смещения.
Рисунок 93 – Виды смещения валов
При соединении глухими муфтами неточно расположенные валы
принудительно приводят к единому целому путем деформирования самих
валов и их опор. Валы и опоры при этом нагружены дополнительными силами
и моментами, которые могут намного превосходить по значению полезные
нагрузки. Избежать дополнительного нагружения при соединении глухими
муфтами можно только при высокой точности относительного расположения
валов.
Применение компенсирующих муфт позволяет понизить требования к
точности расположения валов и уменьшить дополнительные нагрузки на валы и
опоры. Компенсацию отклонений от номинального положения достигают: в
жестких компенсирующих муфтах – подвижностью жестких деталей; в
упругих муфтах – деформированием упругих деталей.
Среди жестких компенсирующих муфт наиболее распространены зубчатые.
Зубчатая муфта состоит из двух втулок–полумуфт 1 с внешними зубьями
эвольвентного профиля, зацепляющимися с внутренними зубьями обойм 2
(рис. 94,а). Обоймы соединяют между собой болтами 3, поставленными без
зазора в отверстия из–под развертки. Обоймы центрируют по вершинам зубьев
втулок. Втулки изготовляют с отверстиями для цилиндрических и конических
концов валов. Материал втулок и обойм – стали марок 40 или 45Л.
Зубчатые муфты компенсируют радиальные, осевые и угловые смещения
валов за счет боковых зазоров в зацеплении (рис. 94,б), торцовых зазоров  и
обточки зубьев втулок по сфере радиусом R (рис. 94,а), бочкообразного
профиля зуба втулки (рис. 94,в).
Компенсацию смещений валов сопровождает относительный перекос осей
втулок и обойм (рис. 94,г,д), а следовательно, скольжение зубьев. Угол
перекоса  оси каждой втулки относительно оси обоймы допускают до 1°30'.
Основным критерием работоспособности муфты является износостойкость
зубьев. Для повышения износостойкости зубья закаливают до твердости
42...51HRC. Зубчатые сопряжения муфт работают в масляной ванне. Масло
марки И–Г–С–68 заливают через отверстие в обойме. Для герметизации муфт
применяют уплотнения – резиновые армированные манжеты.
Рисунок 94 – Зубчатая муфта
Зубчатые муфты вследствие большого числа одновременно зацепляющихся
зубьев имеют высокую нагрузочную способность при малых размерах, их
применяют для передачи вращающего момента от 1000 до 63000 Н·м между
горизонтальными валами диаметром d =40...200мм при окружных скоростях на
зубьях до 25 м/с.
Расчетный момент для зубчатой муфты:
Т р  К 1  К 2  К 3  Т ном ,
(132)
где Tном – номинальный вращающий момент;
K1– коэффициент, учитывающий степень ответственности привода (если
поломка муфты может привести к останову машины, то K1= 1; аварии машины
K1= 1,2; человеческим жертвам – K1= 1,8);
К2 – коэффициент, учитывающий условия работы (при спокойной работе
К2=1; при неравномерной работе К2=1,2; при тяжелой работе с ударами
К2=1,5);
K3– коэффициент, учитывающий угловое смещение (K3=1 при угле
перекоса осей втулки и обоймы ≤0,25°; K3=1,25 при ≤0,5°; K3=1,5 при ≤1,0°;
K3=1,75 при ≤1,5°).
Зубчатые муфты стандартизованы.
Зубчатые муфты подбирают по условию:
Тр Т ,
(133)
где Т – вращающий момент по таблицам стандарта.
При компенсации муфтой смещений на концы валов действует радиальная
сила:
(134)
FM  0,4  10 3  T p / d M ,
где Тр – расчетный момент, Н·м;
dм – делительный диаметр зубчатого соединения муфты, мм (рис. 94,а).
Основные свойства упругих муфт. В упругих муфтах вращающий момент
с одной полумуфты на другую передают через упругий элемент:
неметаллический (резиновый, полиуретановый) или стальной. Упругая связь
полумуфт позволяет компенсировать смещения валов, снизить ударные
нагрузки за счет аккумулирования и рассеяния энергии упругими элементами,
изменить жесткость всей механической системы в целях предотвращения
появления резонансных колебаний.
Деформирование упругого элемента происходит вследствие относительного
упругого поворота полумуфт при передаче вращающего момента, а также
вследствие взаимного перемещения полумуфт, вызываемого компенсированием
смещений соединяемых валов.
Основные характеристики упругих муфт – жесткость при кручении и
демпфирующая способность.
Муфты бывают постоянной и переменной жесткости. В муфтах с
постоянной жесткостью зависимость угла  закручивания муфты от
передаваемого вращающего момента Т – линейная (прямая 1, рис. 95). Под
жесткостью С в этом случае понимают отношение момента к углу
закручивания муфты С=Т/ . Различают муфты переменной жесткости с
жесткой 2 или с мягкой 3 характеристикой. Жесткость муфт с нелинейной
характеристикой оценивают производной С=dТ/d в конкретной точке
характеристики.
Переменной жесткостью обладают муфты с неметаллическими упругими
элементами, материалы которых (резина, полиуретан) не подчиняются закону
Гука, а также муфты с металлическими упругими элементами, переменные
условия деформирования которых задают конструкцией.
Рисунок 95 – Характеристика муфт в зависимости от их жесткости
От характеристики жесткости упругой муфты зависит способность машины
работать без резонанса колебаний. Предположим, что работа в точке А (рис. 95)
муфты с переменной жесткостью соответствует условиям резонанса –
совпадению частот собственных и вынужденных колебаний. При этом
возрастает амплитуда T момента и максимальные значения Т и 
соответствуют точке В. Но в точке В муфта имеет другую жесткость и,
следовательно, другую собственную частоту колебаний, которая уже не
совпадает с частотой вынужденных колебаний. Таким образом, в муфте с
переменной жесткостью не происходит катастрофического роста амплитуд
момента.
Под демпфирующей способностью муфты понимают ее способность
рассеивать, т.е. превращать в теплоту энергию при деформировании. Рассеяние
энергии происходит вследствие внешнего трения на поверхности упругих
элементов и внутреннего трения в их материале. В муфтах со стальными
упругими элементами превалирует внешнее трение, в муфтах с
неметаллическими упругими элементами – внутреннее трение.
Расчетный момент Тр для упругих муфт в точных расчетах вычисляют с
учетом моментов инерции соединяемых масс, жесткостей и демпфирования в
машинах.
Рекомендуемая литература
1. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа,1986.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.:
Высшая школа, 2001.
3. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991.
4. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.:
Машиностроение, 2004.
5. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.
Контрольные задания для СРС (тема 1,2,3,4) [1, 2, 3]
1. Задачи курса «Основы конструирования и детали машин».
2. Дать определения понятиям: деталь, звено, сборочная единица, узел.
3. Стадии проектирования машин.
4. Дать определения понятиям: машина, механизм, агрегат, автомат, робот,
аппарат.
5. Дать определения понятиям: технологичность, экономичность,
работоспособность, прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость,
виброустойчивость, надежность.
6. Основные направления повышения прочности изделия.
7. Мероприятия по повышению жесткости.
8. Мероприятия по уменьшению изнашивания.
9. Дать определения понятиям: изобретение, эскизирование, компоновка,
пояснительная записка, спецификация.
10. В чем заключается проектировочный и проверочный расчеты.
11. Комплексная модель качества.
Контрольные задания для СРС (тема 5) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Принцип конструкции резьбовых соединений и области применения.
2. Понятие о винтовой линии.
3. Типы резьб.
4. Стопорение резьбовых соединений.
5. Механические свойства материалов резьбовых деталей.
6. Распределение нагрузки по виткам при затяжке резьбы.
Контрольные задания для СРС (тема 6) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Различие между разъёмными и неразъёмными соединениями.
2. Применение сварных соединений, их достоинства и недостатки.
3. Основные группы сварных соединений.
4. Основные типы сварных швов.
5. Соединения электродуговой и газовой сваркой.
Контрольные задания для СРС (тема 7) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Достоинства и недостатки заклёпочных соединений.
2. Типы заклепок. Конструкции швов.
3. Расчет заклепки на прочность.
4. Расчет деталей заклепочного соединения
5. Материалы заклепок и выбор допускаемых напряжений
Контрольные задания для СРС (тема 8) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Принцип конструкции шпоночных соединений и области применения.
2. Особенности соединений с призматическими шпонками. Применение.
3. Особенности соединений с сегментными шпонками. Применение.
2. Материалы шпонок и выбор допускаемых напряжений.
Контрольные задания для СРС (тема 9) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Принцип конструкции шлицевых соединений и области применения.
2. Соединения с прямобочным профилем.
3. Соединения с эвольвентным профилем.
4. Раскрыть понятие центрирование шлицевого соединения. Виды
центрирования.
Контрольные задания для СРС (тема 10) [1, 2, 3]
1. Понятие о механических передачах.
2. Понятия о передачах с непосредственным контактом тел вращений и с
гибкой связью.
3. Понятия о передачах зацеплением и трением.
4. Понятия об основных кинематических и силовых зависимостей.
5. Понятие о напряжениях.
6. Характер и причины отказов под действием контактных напряжений.
Контрольные задания для СРС (тема 11) [1, 2, 3]
1. Особенности геометрии цилиндрических зубчатых колес.
2. Особенности геометрии конических зубчатых колес.
3. Дать определение понятиям: усталостное выкрашивание, абразивный
износ, заедание, излом зуба.
4. Отличия условий работы косозубой передачи.
5. Основные геометрические зависимости для цилиндрических и
конических зубчатых передач.
6. Понятие об осевой, радиальной и окружной силах в цилиндрических и
конических зубчатых передачах.
7. Понятия о расчетной нагрузке, контактной выносливости, прочности
зубьев на изгиб.
Контрольные задания для СРС (тема 12) [1, 2, 3, 6]
1. Принцип конструкции червячной передачи, достоинства и недостатки
червячных передач.
2. Виды червячных передач.
3. Геометрические параметры червячной пары.
4. Проверка тела червяка на жесткость
5. Материалы червяков и венцов червячных колес
6. Характер и причины отказов червячных передач
7. Тепловой расчет червячной передачи.
8. Скольжение в червячной передаче.
Контрольные задания для СРС (тема 13) [1, 2, 3, 6]
1. Формы поперечного сечения ремня.
2. Силы в передаче.
3. Напряжения в ремне.
4. Типы клиновых ремней. Достоинства, недостатки, применение.
5. Поликлиновые ремни. Достоинства, недостатки, применение.
6. Виды зубчатых ремней. Достоинства, недостатки, применение.
Контрольные задания для СРС (тема 14) [1, 2, 3, 6]
1. Особенности роликовых приводных цепей.
2. Особенности зубчатых приводных цепей.
3. Особенности работы цепных передач.
4. Конструкции звездочек. Материал деталей цепных передач.
5. Характер и причины отказов цепных передач.
Контрольные задания для СРС (тема 15) [1, 2, 3, 6]
1. Дать определение понятиям: ось, вал.
2. Формы валов и осей.
3. Дать определения понятиям: шейка, буртик, фаска, галтель, цапфа.
4. Материалы валов и осей.
5. Прочность и жесткость валов и осей.
Контрольные задания для СРС (тема 16) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Принцип конструкции и признаки классификации подшипников качения.
2. Материалы деталей подшипников качения.
3. Назначение основных деталей подшипников качения.
4. Назначение типов подшипников качения в зависимости от действующих
в опорах нагрузок.
5. Виды нагружения колец подшипников качения.
6. Характер и причины отказов подшипников качения.
7. Долговечность и грузоподъёмность подшипника.
8. Монтаж и демонтаж подшипников качения.
9. Виды смазок, используемых для подшипников качения
10. Применение уплотнений в подшипниковых узлах и типы уплотнений.
Контрольные задания для СРС (тема 17) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Область применения подшипников скольжения.
2. Материалы вкладышей подшипников скольжения.
3. Дать определение понятиям: жидкостное трение, полужидкостное трение.
4. Виды отказов подшипников скольжения.
Контрольные задания для СРС (тема 18) [1, 2, 3, 6, 15]
1. Главные признаки классификации муфт.
2. Принципы конструкции и работы упругих компенсирующих муфт.
3. Принципы конструкции и работы сцепных кулачковых муфт.
4. Принципы конструкции и работы сцепных фрикционных муфт.
5. Принципы конструкции и работы предохранительных муфт.
6. Принципы конструкции и работы центробежных муфт.
7. Принципы конструкции и работы обгонных муфт.
4 Методические указания для выполнения практических (семинарских)
занятий
Тема 1 Кинематический и силовой расчет привода. (1 час)
Цель занятия: освоить методы расчета любого привода, научиться
подбирать электродвигатель.
План практического занятия:
1. Определение общего КПД привода
2. Определение требуемой мощности электродвигателя
3. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по
ступеням
4. Кинематический и силовой расчет привода
Примеры расчетов см. [10] стр.290, 291, 328, 329, 338, 340, 368
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: индивидуальные задания для расчетов.
Тема 2 Зубчатые передачи. (2 часа)
Цель занятия: освоить выбор материала для изготовления зубчатых колес,
методы расчета цилиндрических и конических передач.
План практического занятия:
1. Выбор материала зубчатых колес редукторов.
2. Определение допускаемых напряжений.
3. Расчет цилиндрических передач.
4. Расчет конических зубчатых передач.
Примеры расчетов см. [10] стр.292-296, 323-327, 340-344, 369-372.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: индивидуальные задания для расчетов.
Тема 3 Червячные передачи. (2 часа)
Цель занятия: освоить выбор материала для изготовления червячных пар,
методы расчета червячных передач.
План практического занятия:
1. Выбор материала червячного колеса и червяка.
2. Определение допускаемых напряжений.
3. Расчет червячных передач.
Примеры расчетов см. [15] стр.292-296, 323-327, 340-344, 369-372.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: индивидуальные задания для расчетов.
Тема 4 Ременные передачи. (2 часа)
Цель занятия: освоение методов расчета ременных.
План практического занятия:
1.
2.
3.
4.
Рекомендации по выбору параметров.
Геометрический и кинематический расчет.
Усилия, действующие в ременной передаче.
Расчет по тяговой способности.
Примеры расчетов см. [10] стр.330-332.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: Индивидуальные задания для расчетов.
1.
2.
3.
4.
Тема 5 Цепные передачи. (2 часа)
Цель занятия: освоение методов расчета цепных передач.
План практического занятия:
Рекомендации по выбору параметров.
Геометрический и кинематический расчет.
Усилия, действующие в цепной передаче.
Расчет на износостойкость.
Примеры расчетов см. [10] стр.298-301, 347-349.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: Индивидуальные задания для расчетов.
1.
2.
3.
4.
Тема 6 Оси и валы. (2 час)
Цель занятия: освоение методов расчета осей и валов.
План практического занятия:
Предварительный расчет осей и валов.
Расчетные схемы валов, виды нагрузок.
Уточненный расчет валов.
Расчет валов на статическую прочность и жесткость.
Примеры расчетов см. [15] стр.296-297, 311-317, 344-346, 356-359, 372-374,
383-384.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: Индивидуальные задания для расчетов.
Тема 7 Подшипники качения. (2 часа)
Цель занятия: освоение методов расчета подшипников качения.
План практического занятия:
1. Предварительный выбор подшипников качения.
2. Проверка подшипников качения на статическую и динамическую
грузоподъемность.
3. Долговечность подшипников.
Примеры расчетов см. [10] стр.304-307, 351-354, 376-380.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: Индивидуальные задания для расчетов.
Тема 8 Шпоночные и шлицевые соединения. (1 час)
Цель занятия: освоение методов расчета шпоночных и шлицевых
соединений.
План практического занятия:
1. Допускаемые напряжения смятия.
2. Проверка прочности шпоночных соединений.
3. Проверка прочности шлицевых соединений.
Примеры расчетов см. [10] стр.310.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: Индивидуальные задания для расчетов.
Тема 9 Муфты. (1 час)
Цель занятия: освоение методов подбора и расчета муфт.
План практического занятия:
1. Рекомендации по выбору муфт из числа стандартных конструкций.
2. Определение типоразмера муфты.
3. Проверка элементов муфт на прочность.
Примеры расчетов см. [10] стр.268-282.
Рекомендуемая литература [1, 2, 3, 4, 10, 11]
Контрольные задания для СРС: Индивидуальные задания для расчетов.
5 Методические указания для выполнения лабораторных работ
Лабораторная работа №1
Тема: Конструктивная характеристика и анализ нагрузочной способности
цилиндрического зубчатого редуктора (10 часов).
Порядок выполнения работы:
1. Знакомство с конструкциями цилиндрических редукторов
2. Определение и расчет кинематических и геометрических параметров
одной ступени редуктора (по указанию преподавателя)
3. Определение нагрузочных параметров редуктора и усилий в зацеплении
Контрольные вопросы:
1.
Механические передачи.
2.
Передачи зацеплением.
3.
Редуктор, его назначение.
4.
Достоинства и недостатки зубчатых передач.
5.
Классификация зубчатых передач по форме колес.
6.
Классификация зубчатых колес по виду зубьев.
7.
Применение прямозубых зубчатых колес.
8.
Применение косозубых зубчатых колес.
9.
Применение шевронных зубчатых колес.
10.
Виды повреждений зубчатых колес.
11.
Передаточное число зубчатой пары.
12.
Основные геометрические параметры цилиндрических зубчатых
колес.
13.
Эквивалентные колеса.
14.
Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач.
Рекомендуемая литература:
1. Им В.А., Касимов А.Т., Апачиди Н.К., Бударагина А.А., Сергеева Е.А.
Методические указания к лабораторной работе №1 по дисциплине «Основы
конструирования и детали машин». Караганда: КарГТУ, 2005
2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:
Высшая школа, 1987.
3. Единая система конструкторской документации: Основные положения. –
М.: Издательство стандартов, 1985.
Контрольные задания для СРС:
1. Вычертить схему редуктора с указанием чисел зубьев, передаточных
отношений по ступеням и частот вращения валов.
2. Привести краткое описание редуктора.
3. Рассчитать основные кинематические и геометрические параметры
заданной передачи. Данные свести в таблицу со сравнительным анализом
расчетных и замерных параметров.
4. Определить допускаемые контактные.
5. Рассчитать допустимый крутящий момент на ведомом валу из условия
контактной прочности.
6. Определить мощность, передаваемую рассматриваемой ступенью
редуктора.
7. Определить усилия в передаче. Изобразить на схеме передачи
направление окружных, радиальных и осевых усилий.
8. Определить допускаемые напряжения при расчете на изгиб.
9. Провести проверку прочности зубьев на выносливость при изгибе.
10. Построить график зависимости Т2Н=f(бHP) по четырем расчетным
параметрам.
11. Вычертить рабочий чертеж детали (по указанию преподавателя).
Лабораторная работа №2
Тема: Конструктивная характеристика и анализ нагрузочной способности
конического зубчатого редуктора (10 часов).
Порядок выполнения работы:
1. Знакомство с конструкциями конических редукторов
2. Определение и расчет кинематических и геометрических параметров
одной ступени редуктора (по указанию преподавателя)
3. Определение нагрузочных параметров редуктора и усилий в зацеплении
Контрольные вопросы:
1.
Механические передачи.
2.
Передачи зацеплением.
3.
Редуктор, его назначение.
4.
Достоинства и недостатки зубчатых передач.
5.
Классификация зубчатых передач по форме колес.
6.
Классификация зубчатых колес по виду зубьев.
7.
Применение прямозубых зубчатых колес.
8.
Применение косозубых зубчатых колес.
9.
Применение зубчатых колес с криволинейными зубьями.
10.
Виды повреждений зубчатых колес.
11.
Передаточное число зубчатой пары.
12.
Основные геометрические параметры конических зубчатых колес.
13.
Эквивалентные колеса.
14.
Силы в зацеплении конических зубчатых передач.
Рекомендуемая литература:
1. Им В.А., Касимов А.Т., Апачиди Н.К., Бударагина А.А., Сергеева Е.А.
Методические указания к лабораторной работе №2 по дисциплине «Основы
конструирования и детали машин». Караганда: КарГТУ, 2005
2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:
Высшая школа, 1987.
3. Единая система конструкторской документации: Основные положения. –
М.: Издательство стандартов, 1985.
Контрольные задания для СРС:
1. Вычертить схему редуктора с указанием чисел зубьев, передаточных
отношений по ступеням и частот вращения валов.
2. Привести краткое описание редуктора.
3. Рассчитать основные кинематические и геометрические параметры
заданной передачи. Данные свести в таблицу со сравнительным анализом
расчетных и замерных параметров.
4. Определить допускаемые контактные напряжения.
5. Рассчитать допустимый крутящий момент на ведомом валу из условия
контактной прочности.
6. Определить мощность, передаваемую рассматриваемой ступенью
редуктора.
7. Определить усилия в передаче. Изобразить на схеме передачи
направление окружных, радиальных и осевых усилий
8. Определить допускаемые напряжения при расчете на изгиб.
9. Произвести проверку прочности зубьев на выносливость при изгибе.
10. Построить график зависимости Т2Н=f(бHP) по четырем расчетным
параметрам.
11. Вычертить рабочий чертеж детали (по заданию преподавателя).
Лабораторная работа №3
Тема: Конструктивная характеристика и анализ нагрузочной способности
червячного редуктора (10 часов).
Порядок выполнения работы:
1. Знакомство с конструкциями червячных редукторов
2. Составление кинематической схемы червячного редуктора. Определение
кинематических и геометрических параметров редуктора.
3. Определение нагрузочных параметров редуктора и усилий в зацеплении
Контрольные вопросы:
1.
Механические передачи.
2.
Передачи зацеплением.
3.
Редуктор, его назначение.
4.
Достоинства и недостатки червячных передач.
5.
Материалы, используемые для изготовления червячных колес и
червяков.
6.
Классификация червячных передач по форме начального тела
червяка.
7.
Классификация червячных передач по форме профиля витков
червяка.
8.
Классификация червячных передач по расположению червяка
относительно колеса.
9.
Виды повреждений червячных передач.
10.
Передаточное число червячной пары.
11.
Основные геометрические параметры червячной пары.
12.
Силы в зацеплении червячной передачи.
Рекомендуемая литература:
1. Эпов В.С., Им В.А., Эттель В.А. Методические указания к лабораторной
работе №3 по дисциплине «Основы конструирования и детали машин».
Караганда: КарГТУ, 2005
2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:
Высшая школа, 1987.
3. Единая система конструкторской документации: Основные положения. –
М.: Издательство стандартов, 1985.
Контрольные задания для СРС:
1. Вычертить схему редуктора.
2. Дать краткую характеристику.
3. Определить замером и расчетом кинематические и геометрические
параметры редуктора.
4. Для заданных вариантов материала рассчитать допускаемые крутящие
моменты на ведомом валу редуктора.
5. Построить график зависимости Т2=f(бHP) по четырем расчетным
параметрам
6. Для заданных вариантов материала определить допускаемые крутящие
моменты на валу червяка.
7. Определить мощность, которую может передать редуктор.
8. Определить усилия в червячном зацеплении. На схеме червячной
передачи изобразить направление окружных, радиальных и осевых сил.
9. Произвести проверку прочности зубьев колеса на выносливость при
изгибе.
10 Вычертить рабочий чертеж детали (по заданию преподавателя).
6 Тематический
преподавателем
план
самостоятельной
работы
студента
с
Наименование темы
СРСП
Цель занятия
Форма
проведения
занятия
Содержание
задания
1. Задачи и методы курса
«Основы
конструирования и
детали машин»
Углубление
знаний по
данной теме
Собеседование
Ответить на
поставленные
вопросы
[2]стр. 3-6,
[5]стр. 4-7.
Ответить на
поставленные
вопросы
Ответить на
поставленные
вопросы
[2] стр. 1120
[5] стр.7-10
[2] стр. 1120
[5] стр.10-20
2. Основные понятия и
показатели надежности
3. Критерии
работоспособности и
расчета деталей машин
4. Общие вопросы
проектирования
5. Резьбовые соединения
6. Сварные соединения
Углубление
знаний по
данной теме
Углубление
знаний по
данной теме
Углубление
знаний по
данной теме
Углубление
знаний по
данной теме
Углубление
знаний по
данной теме
7. Заклепочные
соединения
Углубление
знаний по
данной теме
8. Шпоночные
соединения
Углубление
знаний по
данной теме
9. Шлицевые
соединения
Углубление
знаний по
данной теме
10. Механические
передачи
Углубление
знаний по
данной теме
Собеседование
Собеседование
Собеседование
Решение задач
Решение задач
Ответить на
поставленные
вопросы
Рассчитать
резьбовое
соединение
Рассчитать
сварное
соединения
Решение задач
Рассчитать
заклепочное
соединения
Решение задач
Рассчитать
шпоночное
соединение
Решение задач
Рассчитать
шлицевое
соединение
Собеседование
Ответить на
поставленные
вопросы
Рекомендуе
мая
литература
[2] стр.6-10
[5] стр.20-29
[2] стр. 172180
[5] стр.30-70
[2] стр. 162170
[5] стр.70-90
[2] стр. 162170
[5] стр.101109
[2] стр. 172180
[5] стр.130135
[2] стр. 172180
[5] стр.135142
[1] стр. 3942
[5] стр.142151
11. Зубчатые передачи
Углубление
знаний по
данной теме
12. Червячные передачи
Углубление
знаний по
данной теме
13. Ременные передачи
Углубление
знаний по
данной теме
14. Цепные передачи
Углубление
знаний по
данной теме
15. Валы и оси
Углубление
знаний по
данной теме
16. Подшипники
качения
Углубление
знаний по
данной теме
17. Подшипники
скольжения
Углубление
знаний по
данной теме
18. Муфты приводов
Углубление
знаний по
данной теме
Решение задач
Определить
допускаемые
напряжения,
рассчитать
цилиндрические
зубчатые
передачи,
рассчитать
конические
зубчатые
передачи
Решение задач
Рассчитать
червячные
передачи
Решение задач
Рассчитать
ременные
передачи
[1] стр. 4245
[5] стр.151208
[1] стр. 4649
[5] стр.208235
[1] стр. 5054
[5] стр.258283
Решение задач
Рассчитать
цепные передачи
[1] стр. 5559
[5] стр.283297
Решение задач
Произвести
предварительны
й расчет валов
привода
[1] стр. 261276
[5] стр.329343
Решение задач
Подобрать
типоразмеры
подшипников,
рассчитать
долговечность
подшипников
[1] стр. 7882
[5] стр.343380
Собеседование
Ответить на
поставленные
вопросы
[1] стр. 8285
[5] стр.380395
Собеседование
и
решение задач
Ответить на
поставленные
вопросы,
определить
номинальную
мощность и
величину
расчетного
момента
[2] стр. 125130
[5] стр.395427
7 Материалы для контроля знаний студентов в период рубежного
контроля и итоговой аттестации
7.1 Тематика письменных работ по дисциплине
Тематика рефератов
1. Механические свойства материалов резьбовых деталей.
2. Заклепочные соединения. Типы заклепок. Материалы.
3. Точность зубчатых передач. Материалы зубчатых колес.
4. Производство цилиндрических зубчатых колес.
5. Производство конических зубчатых колес.
6. Характер и причины отказов червячных передач.
7. Производство червячных пар.
8. Характер и причины отказов цепных передач.
9. Материалы деталей подшипников качения и скольжения.
10. Характер и причины отказов подшипников качения.
11. Виды отказов подшипников скольжения.
12. Конструкции упругих компенсирующих муфт.
13. Сцепные кулачковые муфты.
14. Сцепные фрикционные муфты.
15. Предохранительные муфты.
16. Центробежные муфты.
17. Обгонные муфты.
Тематика контрольных работ
1. Кинематический и силовой расчет привода
2. Геометрические параметры зубчатых, червячных, цепных и ременных
передач
3. Построение расчетных схем валов привода. Определение опорных
реакций
7.2 Вопросы (тестовые задания) для самоконтроля
1.
Каково содержание курса "Детали машин"?
2.
Какое различие между механизмом и машиной?
3.
Что понимают под деталью машины? Какие детали относят к
деталям общепромышленного применения?
4.
Что следует понимать под надежностью машин и их деталей?
Какими состояниями и событиями характеризуют надежность?
5.
По каким показателям оценивают надежность?
6.
Какое различие между ресурсом и сроком службы? Что понимают
под вероятностью безотказной работы?
7.
Каковы основные критерии работоспособности и расчета деталей
машин? Чем обусловлен выбор критерия для расчета?
8.
Каково различие между проектировочным и проверочным
расчетом?
9.
Что понимают под качеством изделия? Что такое комплексная
модель качества, для чего ее разрабатывают?
10.
С помощью каких критериев можно оценить качество
механического привода при курсовом проектировании?
11.
Что следует понимать под математической моделью изделия?
12.
Что следует понимать под комплексным и системным
проектированием?
13.
Почему решение задачи выбора оптимального варианта в полном
объеме возможно лишь в рамках САПР?
14.
Дайте определение следующим параметрам резьбы: профиль шаг,
ход, угол профиля и угол подъема.
15.
Какие различают типы резьб по профилю, по назначению?
16.
Почему метрическая резьба с крупным шагом имеет
преимущественное применение в качестве крепежной? В каких случаях
применяют резьбы с мелким шагом?
17.
На каких принципах основаны применяемые способы стопорения
резьбовых деталей от самоотвинчивания?
18.
Из каких материалов изготовляют резьбовые детали?
19.
Что характеризуют числовые обозначения класса прочности винта,
например класс прочности 5.6? Класса прочности гайки, например класс
прочности 8?
20.
От каких основных факторов зависит момент завинчивания в
резьбовом соединении?
21.
Какие напряжения испытывает болт при затяжке соединения?
22.
Какие напряжения испытывает предварительно затянутый болт,
поставленный с зазором, при нагружении соединения сдвигающей силой?
23.
Какие напряжения испытывает болт, поставленный без зазора в
отверстие из–под развертки, при нагружении соединения сдвигающей силой?
24.
От чего зависит значение коэффициента % основной нагрузки?
25.
Почему в предварительно затянутом болтовом соединении,
нагруженном внешней отрывающей силой, применяют податливые болты и
жесткие детали стыка? Какое влияние оказывают упругие прокладки на
загруженность болта в таком соединении?
26.
Почему
нецелесообразно
большое
увеличение
глубины
завинчивания (высоты гайки)?
27.
Каким образом можно повысить сопротивление усталости
резьбовых соединений?
28.
Почему целесообразна первоначальная значительная затяжка
резьбового соединения?
29.
Как обеспечить работоспособность резьбового соединения по
условию нераскрытия стыка? По условию несдвигаемости стыка?
30.
Какие преимущества имеют сварные соединения?
31.
Как образуют сварной шов? Типы сварных соединений.
32.
Как из условия равнопрочности с основным металлом определить
длину флангового или комбинированного шва нахлесточного соединения?
33.
Какие факторы учитывают при выборе допускаемых напряжений
для расчетов на прочность сварных соединений?
34.
Почему прочность сварных соединений при действии переменных
нагрузок ниже, чем при статическом нагружении?
35.
Какие сварные соединения наиболее целесообразно применять при
переменных режимах нагружения?
36.
Каким образом можно повысить прочность сварных соединений при
действии переменных нагрузок?
37.
Как образуют заклепочное соединение?
38.
Почему заклепочные соединения целесообразно применять для
восприятия нагрузок, действующих в плоскости стыка соединяемых деталей?
39.
Как учитывают наличие сил трения в соединении?
40.
Как можно повысить сопротивление усталости заклепочных
соединений?
41.
Каково назначение шпоночных соединений? Их разновидности.
Недостатки шпоночных соединений.
42.
В каких случаях применяют призматические шпонки? Как
выполняют для них пазы в ступице и на валу?
43.
Какие достоинства имеют соединения с сегментными шпонками и
в каких случаях рекомендуют применять такие соединения?
44.
Каковы основные критерии работоспособности соединений с
призматическими и с сегментными шпонками? Как устанавливают размеры
призматических и сегментных шпонок?
45.
Какие соединения (с призматическими или с сегментными
шпонками) могут обеспечить передачу больших вращающих моментов?
46.
Какие шпонки (призматические, сегментные) можно применять для
соединения подвижного блока шестерен с валом коробки передач? Почему?
47.
Каково назначение шлицевых соединений? Их разновидности.
48.
Какими достоинствами обладают шлицевые соединения по
сравнению со шпоночными?
49.
Какие применяют способы центрирования шлицевых прямобочных
и эвольвентных соединений? Чем обусловлен выбор способа центрирования?
50.
Каковы основные критерии работоспособности шлицевых
соединений? Как устанавливают размеры шлицевых соединений?
51.
Какой профиль (прямоугольный, эвольвентный) шлицевых
соединений отличает меньшая концентрация напряжений?
52.
Какой метод центрирования следует применять в прямобочных
шлицевых соединениях, передающих большие вращающие моменты в условиях
реверсивного нагружения?
53.
Чем вызвана необходимость введения передачи как промежуточного
звена между двигателем и исполнительным элементом машины?
54.
Какие функции могут выполнять механические передачи?
55.
Что такое передаточное число?
56.
Как изменяются от ведущего к ведомому валу такие характеристики
передачи, как мощность, вращающий момент, частота вращения?
57.
Каков физический смысл коэффициентов КH и КF нагрузки при расчете
зубчатых передач на контактную и изгибную прочность?
58.
От чего зависит коэффициент КHβ неравномерности распределения
нагрузки по длине контактных линий? Каким образом можно уменьшить его
значения?
59.
От чего зависит коэффициент KHV внутренней динамики
нагружения? Каким образом можно уменьшить его значения?
60.
От чего зависит коэффициент КHα распределения нагрузки между
зубьями? Каким образом можно уменьшить его значения?
61.
Как из формулы Герца выводят формулу для расчета рабочих
поверхностей зубьев на контактную прочность? Что учитывают коэффициенты
ZE, ZH и Zε в полученной формуле?
62.
От каких параметров прямозубой передачи зависят контактные
напряжения? Как можно уменьшить значение контактных напряжений?
63.
Какой основной параметр зубчатой цилиндрической передачи
определяют при расчете?
64.
Как влияет на размеры передачи величина коэффициента ψba
ширины венца?
65.
Изменение каких параметров зубчатых колес влияет на контактную
прочность?
66.
Приведите обоснования выбора расчетной схемы для проверки
зубьев на прочность при изгибе.
67.
В чем заключено отличие между местными и номинальными
напряжениями изгиба?
68.
Почему коэффициент YFS называют коэффициентом формы зуба и
концентрации напряжений? От каких параметров зависит его значение?
69.
Каково условие равной прочности на изгиб зубьев шестерни и
колеса?
70.
Какие модули зацепления различают для косозубых колес и какова
зависимость между ними? Какой модуль стандартизован?
71.
Каковы основные отличия условий работы косозубой и прямозубой
передач? Как их учитывают при расчетах на прочность?
72.
Какова цель расчета зубчатых передач на прочность при
действии пиковой нагрузки?
73.
В каких случаях применяют конические зубчатые передачи?
74.
Какими достоинствами обладают конические колеса с круговыми
зубьями по сравнению с прямозубыми?
75.
Что понимают под осевой формой зуба? Какие осевые формы
применяют для ортогональных конических передач?
76.
Какова связь между внешним окружным модулем и средним
окружным, средним нормальным модулем конических колес?
77.
По какому сечению зуба проводят расчет на изгиб конических
колес? Какой модуль характеризует размеры этого сечения?
78.
Как направлены осевые силы, действующие в зацеплении
конических передач?
79.
Что понимают под эквивалентным цилиндрическим колесом? Как
вычисляют эквивалентные числа зубьев для конических колес с прямым и
круговым зубом?
80.
Каковы достоинства и недостатки червячных передач по
сравнению с зубчатыми цилиндрическими?
81.
Почему червячные передачи не рекомендуют применять при
больших мощностях?
82.
Почему для силовых передач рекомендуют применять передачи с
эвольвентными и нелинейчатыми червяками?
83.
С какой целью и как выполняют червячные передачи со
смещением?
84.
С какой целью предусматривают регулирование червячного
зацепления? Как его выполняют?
85.
Почему червячная передача работает с повышенным скольжением?
Как скольжение влияет на работу передачи?
86.
Какие силы действуют на червяк и червячное колесо, как они
направлены и как вычисляют их значения?
87.
Из каких материалов изготовляют червяки и зубчатые венцы
червячных колес? Какие факторы обусловливают выбор материала?
88.
Каковы основные виды отказов червячных передач?
89.
Как вычисляют КПД червячной передачи? Назовите основные
факторы, влияющие на КПД.
90.
Что вызывает нагрев червячной передачи?
91.
В чем сущность теплового расчета червячных передач? На зовите
способы охлаждения червячных передач.
92.
Какие виды ременных передач различают по форме попе речного
сечения ремня?
93.
Какими достоинствами и недостатками обладают ременные
передачи по сравнению с другими видами передач? Почему в
многоступенчатых приводах ременная передача является обычно быстроходной
ступенью?
94.
Как определяют силы натяжения в ветвях ремня при работе
передачи?
95.
В чем сущность упругого скольжения ремня по шкивам? Почему
оно возникает и можно ли его устранить?
96.
В чем разница между упругим скольжением и буксованием ремня?
97.
Почему передаточное число ременной передачи непостоянно?
98.
Для чего в ременной передаче создают предварительное натяжение
ремня?
99.
Как вычислить напряжения в ветвях ремня при работе передачи?
Изобразите эпюру напряжений по длине ремня при работе передачи.
100.
Что такое тяговая способность ременной передачи? Какие факторы
влияют на нее?
101.
В чем сущность усталостного разрушения ремней? Вследствие чего
оно происходит?
102.
Каковы достоинства и недостатки передачи клиновым ремнем по
сравнению с передачей плоским ремнем? Чем объяснить большую
нагрузочную способность передачи клиновым ремнем?
103.
Какова конструкция клинового ремня? Почему в клиновом ремне
корд размещают в зоне нейтральной линии?
104.
Каковы основные типы клиновых ремней? Почему рекомендуют
применять ремни узких сечений?
105.
Почему при огибании шкивов равных диаметров напряжения в
клиновом ремне значительно больше, чем в плоском?
106.
Какой основной параметр определяют при расчете ременной
передачи клиновым, поликлиновым ремнем?
107.
Почему ограничивают число ремней в комплекте?
108.
Какие факторы влияют на нагрузочную способность передачи
клиновым ремнем? Как в расчете учитывают реальные условия эксплуатации?
109.
Почему при проектировании ременных передач следует избегать
минимальных диаметров шкивов?
110.
Принцип работы передачи зубчатым ремнем. Ее достоинства и
недостатки.
111.
Чем обусловлена область применения передачи зубчатым ремнем?
112.
Как устроен зубчатый ремень? Какие бывают ремни по способу
изготовления?
113.
Каковы критерии расчета передачи зубчатым ремнем? Какой
основной параметр определяют при расчете?
114.
Для чего в передаче зубчатым ремнем создают предварительное
натяжение ремня?
115.
Каковы достоинства и недостатки цепных передач по сравнению с
ременными? Где применяют цепные передачи?
116.
Какова .конструкция роликовой и втулочной цепи?
117.
В каких случаях применяют многорядные роликовые цепи?
118.
Почему при высоких скоростях рекомендуют применять цепи с
малым шагом?
119.
Чем вызвана неравномерность движения приводных цепей и почему
она возрастает с увеличением шага?
120.
Чем обусловлены ограничения минимального числа зубьев малой
звездочки и максимального числа зубьев большой звездочки?
121.
Почему при определении длины цепи рекомендуют принимать
четное число звеньев цепи?
122.
Что является основным критерием работоспособности цепных
передач? Как выполняют проверку цепи по этому критерию?
123.
Что такое коэффициент эксплуатации, от чего он зависит?
124.
Чем вызвана необходимость в применении натяжных устройств в
цепных передачах? Каковы способы натяжения цепи?
125.
Какие способы смазывания применяют в цепных передачах?
126.
Какие деформации испытывают вал и ось при работе?
127.
Почему чаще применяют ступенчатую форму вала?
128.
Каковы основные критерии работоспособности валов и осей и
какими параметрами их оценивают?
129.
Почему валы рассчитывают в два этапа: первый – проектировочный
расчет, второй — проверочный расчет?
130.
Какова цель проектировочного расчета, какой обычно диаметр
вала определяют и почему?
131.
Какова цель проверочного расчета? Какой параметр при этом
определяют?
132.
Каковы конструктивные и технологические способы повышения
сопротивления усталости валов?
133.
Как влияет недостаточная жесткость вала на работу зубчатой
передачи, подшипников?
134.
Как
классифицируют
подшипники
по
направлению
воспринимаемой нагрузки?
135.
Каково назначение основных деталей подшипника?
136.
Определите тип и числовое значение внутреннего диаметра
подшипников, имеющих условные обозначения: 408, 2306, 8207, 1209.
137.
Сравните подшипники, имеющие условные обозначения: 7206А и
67506А.
138.
Почему тела качения и кольца подшипников изготовляют с
высокой поверхностной твердостью?
139.
Укажите характер и причины повреждения подшипников качения.
Каковы внешние признаки нарушения работоспособности подшипников?
140.
Почему целесообразно конструировать опоры качения так, чтобы
относительно линии действия радиальной нагрузки вращалось внутреннее, а
не наружное кольцо подшипника?
141.
Что
понимают
под
базовой
статической
радиальной
грузоподъемностью подшипника качения?
142.
Почему статическая эквивалентная радиальная нагрузка не
должна быть меньше радиальной силы, действующей на подшипник?
143.
Какую зависимость отображает полная вероятностная диаграмма
усталости?
144.
Что понимают под базовой динамической радиальной расчетной
грузоподъемностью подшипника качения?
145.
Что понимают под эквивалентной динамической радиальной
нагрузкой подшипника качения? Для каких типов подшипников и по каким
зависимостям ее вычисляют?
146.
Как влияет соотношение между осевой и радиальной силами на
выбор расчетных параметров при определении эквивалентной динамической
нагрузки для радиальных и радиально–упорных подшипников?
147.
Для каких типов подшипников определяют эквивалентную
Динамическую осевую нагрузку?
148.
Как в расчетах подшипников на ресурс учитывают условия
эксплуатации?
149.
Как в расчетах подшипников на ресурс учитывают требуемый
повышенный уровень надежности?
150.
Как вычисляют осевую нагрузку, воздействующую на каждый из
подшипников двухопорного вала?
151.
Как при подборе подшипников качения учитывают переменный
типовой режим нагружения?
152.
Почему кольцо подшипника при циркуляционном нагружении
необходимо устанавливать с натягом?
153.
Каковы достоинства и недостатки подшипников скольжения? В
каких областях машиностроения применяют подшипники скольжения?
154.
Как устроены подшипники скольжения, каково назначение
вкладышей? Какие материалы применяют для изготовления вкладышей, как
их назначают?
155.
Какие различают режимы смазки в подшипниках скольжения?
Какая смазка обеспечивает безызносную работу подшипника?
156.
Как обеспечивают режим жидкостной смазки в гидродинамических
и гидростатических подшипниках скольжения?
157.
Каковы виды разрушения подшипников скольжения?
158.
Каковы критерии работоспособности подшипников скольжения?
159.
Какие параметры определяют при расчете в условиях
несовершенной смазки, жидкостной смазки?
160.
По какому условию судят о наличии режима жидкостной смазки?
161.
Каково назначение муфт приводов? Какие различают муфты по
управляемости?
162.
Каков физический смысл коэффициента режима работы муфты?
163.
Каковы достоинства и недостатки втулочной муфты? В каких
условиях ее применяют?
164.
Как устроена фланцевая муфта? Где ее применяют? Почему для
соединения валов фланцевой муфтой требуют их строгую соосность?
165.
Чем обусловлена необходимость применения компенсирующих
муфт?
166.
Как устроена зубчатая муфта? Какие смещения валов и за счет
чего она компенсирует? Почему происходит изнашивание зубьев?
167.
Каковы достоинства упругих компенсирующих муфт? В каких
случаях целесообразно применять резиновые, а в каких – металлические
упругие элементы?
168.
Почему упругие муфты снижают динамические нагрузки в
приводе?
169.
Почему муфты с резиновым упругим элементом обладают
переменной жесткостью?
170.
Почему в упругих муфтах с нелинейной характеристикой не
происходит катастрофического роста амплитуды момента в зоне резонанса?
171.
Что является причиной разрушения муфты с резиновой конусной
шайбой?
172.
Какую из сцепных муфт следует применить для соединения
вращающегося с большой частотой вала с другим неподвижным валом?
173.
Почему преимущественное применение среди фрикционных имеют
многодисковые муфты?
174.
Каким образом настраивают предохранительные кулачковые и
фрикционные муфты на срабатывание при определенном вращающем
моменте?
175.
Почему предохранительная муфта со срезным штифтом,
имеющим кольцевую проточку, срабатывает точнее?
176.
С какой целью в приводах применяют центробежные муфты?
177.
Как устроены и работают обгонные муфты? В каком направлении
нужно вращать обойму, чтобы произошло заклинивание ролика в
конструкции по рис. 29.18?
178.
Почему угол заклинивания обгонных муфт ограничен значениями
4...6°?
7.3 Экзаменационные билеты (тесты)
1 Укажите делительный диаметр зубчатого колеса (рисунок 1):
Рисунок 1– Колесо зубчатое цилиндрическое
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
2 Укажите ширину венца зубчатого колеса (рисунок 1):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
3 Укажите диаметр окружности впадин зубчатого колеса (рисунок 1):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
4 Укажите диаметр ступицы зубчатого колеса (рисунок 1):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
5 Укажите длину ступицы зубчатого колеса (рисунок 1):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
6 Укажите средний делительный диаметр зубчатого колеса (рисунок 2):
Рисунок 2 – Колесо зубчатое коническое
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
7 Укажите внешнее конусное расстояние зубчатого колеса (рисунок 2):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 6;
8 Укажите длину зуба зубчатого колеса (рисунок 2):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 6;
9 Укажите внешний делительный диаметр зубчатого колеса (рисунок
2):
а) Позиция 2;
b) Позиция 3;
с) Позиция 4;
d) Позиция 5;
е) Позиция 6;
10 Укажите внешний диаметр вершин зубьев зубчатого колеса (рисунок
2):
а) Позиция 2;
b) Позиция 3;
с) Позиция 4;
d) Позиция 5;
е) Позиция 6;
11 Укажите делительный диаметр червячного колеса (рисунок 3):
Рисунок 3 – Колесо червячное
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
12 Укажите длину ступицы червячного колеса (рисунок 3):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 5;
е) Позиция 6;
13 Укажите наибольший диаметр червячного колеса (рисунок 3):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 6;
14 Укажите ширину венца червячного колеса (рисунок 3):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 5;
е) Позиция 6;
15 Укажите диаметр вершин зубьев червячного колеса (рисунок 3):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
16 Укажите длину нарезанной части червяка (рисунок 4)
Рисунок 4 – Червяк цилиндрический
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
17 Укажите делительный диаметр червяка (рисунок 4):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
18 Укажите осевой шаг червяка (рисунок 4):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
19 Укажите диаметр вершин витков червяка (рисунок 4):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
20 Укажите диаметр впадин витков червяка (рисунок 4):
а) Позиция 1;
b) Позиция 2;
с) Позиция 3;
d) Позиция 4;
е) Позиция 5;
21 Укажите к какому виду передач относятся зубчатые передачи:
а) передачи трением;
b) передачи зацеплением;
с) передачи касанием;
d) передачи натяжением;
е) сложные передачи;
22 Укажите к какому виду передач относятся фрикционные передачи:
а) передачи натяжением;
b) передачи зацеплением;
с) передачи на расстоянии;
d) передачи трением;
е) сложные передачи;
23 Укажите к какому виду передач относятся цепные передачи:
а) передачи трением;
b) передачи натяжением;
с) передачи с гибкой связью;
d) передачи касанием;
е) сложные передачи;
24 Укажите к какому виду передач относятся ременные передачи:
а) сложные передачи;
b) передачи натяжением;
с) передачи с гибкой связью;
d) передачи касанием;
е) передачи зацеплением;
25 Укажите к какому виду передач относятся червячные передачи:
а) передачи трением;
b) передачи натяжением;
с) передачи с гибкой связью;
d) передачи касанием;
е) передачи зацеплением;
26 Укажите какие из перечисленных видов зубчатых цилиндрических
колес являются наиболее прочными при равных параметрах:
а) прямозубые;
b) косозубые;
с) шевронные;
d) с криволинейными зубьями;
е) все из перечисленных видов колес одинаковы по прочности и
нагрузоспособности;
27 Укажите какие из перечисленных видов зубчатых цилиндрических
колес не рекомендуется использовать при больших скоростях:
а) прямозубые;
b) косозубые;
с) шевронные;
d) с криволинейными зубьями;
е) все из перечисленных видов колес;
28 Расставьте следующие виды зубчатых колес в порядке возрастания
прочностных характеристик: 1) конические зубчатые колеса 2)
прямозубые цилиндрические колеса, 3) косозубые цилиндрические колеса,
4) шевронные:
а) 4, 3, 2, 1;
b) 1, 2, 3, 4;
с) 2, 3, 1, 4;
d) 2, 3, 4, 1;
е) все колеса одинаковы по прочностным характеристикам;
29 Выберете правильное определение понятия «детали»:
а) законченная сборочная единица общего функционального назначения;
b) изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке
материала с применением сборочных операций;
с) изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке
материала без применения сборочных операций;
d) изделие, совершающее механическое движение;
е) любой объект производства;
30 Система деталей, предназначенная для передачи и преобразования
движения, называется:
а) механизмом;
b) машиной;
с) сборочной единицей;
d) узлом;
е) роботом;
31 Какой из ниже перечисленных критериев является важнейшим
критерием работоспособности и надежности:
а) безотказность;
b) технологичность;
с) экономичность;
d) прочность;
е) долговечность;
32 Выберете верное определение понятия «работоспособности»:
а) свойство детали и машины выполнять свои функции, сохраняя заданные
показатели в течение заданного времени;
b) способность детали сопротивляться разрушению и деформации;
с) способность детали и машины работать в нужном диапазоне режимов без
недопустимых колебаний;
d) свойство детали и машины выполнять свои функции с заданными
показателями;
е) способность детали и машины сохранять требуемые эксплуатационные
показатели после установленного срока хранения и транспортирования;
33 Способность детали сопротивляться разрушению или необратимому
изменению формы, называется:
а) износостойкостью;
b) жесткостью;
с) прочностью;
d) виброустойчивостью;
е) надежностью;
34 Способность детали сохранять первоначальную форму своей
поверхности, сопротивляясь абразивному воздействию, называется:
а) износостойкостью;
b) жесткостью;
с) прочностью;
d) виброустойчивостью;
е) теплостойкостью;
35 Выберете верное определение понятия «надежности»:
а) свойство детали и машины выполнять свои функции, сохраняя заданные
показатели в течение заданного времени;
b) свойство детали и машины выполнять свои функции с заданными
показателями;
с) способность детали и машины сохранять заданные показатели до
предельного состояния с необходимыми перерывами для ремонтов и
технического обслуживания;
d) способность детали и машины сохранять требуемые эксплуатационные
показатели после установленного срока хранения и транспортирования;
е) способность сохранять первоначальную форму своей поверхности,
сопротивляясь износу;
36 Способность детали и машины сохранять свои эксплуатационные
показатели в течение заданной наработки без вынужденных перерывов,
называется:
а) долговечностью;
b) безотказностью;
с) надежностью;
d) работоспособностью;
е) прочностью;
37 Приспособленность изделия к предупреждению, обнаружению и
устранению отказов и неисправностей посредством техобслуживания и
ремонта, называется:
а) сохраняемостью;
b) ремонтопригодностью;
с) безотказностью;
d) долговечностью;
е) износостойкостью;
38 Способность сохранять заданные показатели до предельного
состояния с необходимыми перерывами для ремонтов и технического
обслуживания, называется:
а) ремонтопригодностью
b) сохраняемостью
с) долговечностью;
d) безотказностью;
е) работоспособностью;
39 Выберете верное утверждение:
а) напряжения в материале детали должны быть больше допускаемых
напряжений;
b) напряжения в материале детали должны быть равны допускаемым
напряжениям;
с) напряжения в материале детали должны быть меньше допускаемых
напряжений;
d) верны утверждения b), с);
е) верны утверждения а), b);
40 Какая из перечисленных групп деталей служит в качестве опор для
установки валов и осей:
а) муфты;
b) корпусные детали;
с) соединительные детали;
d) подшипники;
е) упругие элементы;
41 Какая из перечисленных групп деталей служит для соединения
между собой валов и передачи вращающего момента:
а) опоры;
b) корпусные детали;
с) передачи;
d) муфты;
е) упругие элементы;
42 Для чего предназначены передачи:
а) несут на себе вращающиеся детали;
b) соединяют детали между собой;
с) для установки валов и осей;
d) для смягчения вибраций и ударов;
е) для передачи движения от источника к потребителю;
43 Для чего предназначены упругие элементы:
а) несут на себе вращающиеся детали;
b) соединяют детали между собой;
с) для установки валов и осей;
d) для передачи движения от источника к потребителю;
е) для смягчения вибраций и ударов;
44 Для чего предназначены валы и оси:
а) несут на себе вращающиеся детали;
b) соединяют детали между собой;
с) служат опорой для других деталей;
d) для передачи движения от источника к потребителю;
е) для смягчения вибраций и ударов;
45 Какие передачи передают движение с помощью зубчатых колес:
а) передачи зацеплением;
b) передачи трением;
с) передачи качением;
d) передачи скольжением;
е) пункты а), b), с), d);
46 Какие из перечисленных видов цилиндрических зубчатых колес
рекомендуют применять при невысоких и средних скоростях, небольших
динамических нагрузках:
а) прямозубые колеса;
b) косозубые колеса;
с) шевронные колеса;
d) колеса с криволинейными зубьями;
е) пункты а), b), с), d);
47 Какие из перечисленных видов цилиндрических зубчатых колес
рекомендуют применять для ответственных механизмов при средних и
высоких скоростях:
а) прямозубые колеса;
b) косозубые колеса;
с) шевронные колеса;
d) колеса с криволинейными зубьями;
е) пункты а), b), с), d);
48 Какие из перечисленных видов цилиндрических зубчатых колес
имеют уравновешенные осевые силы:
а) прямозубые колеса;
b) косозубые колеса;
с) шевронные колеса;
d) колеса с криволинейными зубьями;
е) пункты а), b), с), d);
49 Выберете правильную формулу определения передаточного числа:
z2
;
z1
z
b) и  1 ;
z2
n
с) и  2 ;
n1
а) и 
d) и  z1  z2 ;
е) и  n1  n2 ;
50 Какой тип повреждения зубьев вызван контактными напряжениями:
а) абразивный износ;
b) усталостное выкрашивание;
с) излом зубьев;
d)заедание зубьев;
е) пункты а), b), с), d);
51 Какой тип повреждения зубьев возникает при плохой (засоренной)
смазке в открытых и закрытых передачах:
а) абразивный износ;
b) усталостное выкрашивание;
с) излом зубьев;
d)заедание зубьев;
е) пункты а), b), с), d);
52 В каких передачах происходит заедание зубьев:
а) в высоконагруженных и высокоскоростных передачах;
b) в малонагруженных, но высокоскоростных передачах;
с) в высоконагруженных, но низкоскоростных передачах;
d) в малонагруженных и низкоскоростных передачах;
е) пункты а), b), с), d);
53 Чем обусловлен излом зуба:
а) контактными напряжениями;
b) напряжениями изгиба;
с) плохой смазкой;
d) неправильной эксплуатацией механизма;
е) пункты а), b), с), d);
54 Что не относится к достоинствам зубчатых передач:
а) компактность;
b) бесшумность на высоких скоростях;
с) высокий КПД;
d) простота обслуживания;
е) большая долговечность и надежность в работе;
55 Как называются передачи,
перемещающимися осями:
а) волновыми;
b) передачами Новикова;
с) планетарными;
d) линейные;
е) плоские;
имеющие
зубчатые
колеса
с
56 Как называются передачи, в которых одно из зубчатых колес имеет
гибкий венец:
а) волновыми;
b) передачами Новикова;
с) планетарными;
d) линейные;
е) плоские;
57 Как называется вид зацепления, в котором выпуклые зубья
шестерни зацепляются с вогнутыми зубьями колеса:
а) волновые зацепления;
b) зацепление Новикова;
с) планетарные зацепления;
d) криволинейные зацепления;
е) плоские зацепления;
58 Каким основным недостатком обладают зацепления Новикова:
а) шум на высоких скоростях;
b) высокие требования к точности;
с) вибрации;
d) высокое трение в зубьях;
е) высокая стоимость применяемых материалов;
59 Какие передачи применяют для передачи движения между валами, с
параллельными осями:
а) конические зубчатые передачи;
b) червячные передачи;
с) глобоидные передачи;
d) цилиндрические зубчатые передачи;
е) пункты а), b), с), d);
60 Какие передачи применяют для передачи движения между валами, с
пересекающимися валами:
а) конические зубчатые передачи;
b) червячные передачи;
с) глобоидные передачи;
d) цилиндрические зубчатые передачи;
е) пункты а), b), с), d);
61 Какие передачи применяют для передачи движения между валами, со
скрещивающимися осями:
а) конические зубчатые передачи;
b) червячные передачи;
с) глобоидные передачи;
d) цилиндрические зубчатые передачи;
е) пункты а), b), с), d);
62 С какими типами зубьев встречаются конические зубчатые колеса:
1) с прямыми зубьями, 2) с косыми зубьями, 3) с шевронными зубьями, 4) с
круговыми зубьями, 5) с винтовыми зубьями:
а) 1, 2, 3;
b) 1, 2, 4;
с) 1, 2 ,4, 5;
d) 1, 2, 5;
е) 1, 2, 3, 4, 5;
63 Каким отличительным свойством обладают червячные пары:
а) движение передается только от червяка к колесу;
b) движение передается только от колеса к червяку;
с) движение передается в обоих направлениях;
d) высокий КПД передачи;
е) ось червяка и червячного колеса пересекаются;
64 Исключите неверное утверждение, относящееся к червячным
передачам:
а) большое передаточное число;
b) плавность хода;
с) бесшумность работы;
d) компактность передачи;
е) высокий КПД передачи;
65 С какой целью большинство червячных зубчатых колес
изготавливают сборными: венец изготавливают из антифрикционных
материалов, а ступицу – из конструкционной стали:
а) с целью повышения технологичности конструкции;
b) с целью повышения прочности конструкции;
с) с целью экономии дорогостоящего материала;
d) с целью повышения жесткости конструкции;
е) это выбор конструктора;
66 Какие типы передач передают движение за счет сил трения:
а) зубчатые передачи;
b) фрикционные передачи;
с) цепные передачи;
d) пункты а), b);
е) пункты b), с);
67 Укажите окружную силу, действующую на колесо (рисунок 5):
Рисунок 5 – Силы в цилиндрической зубчатой передачи
а)
b)
с)
d)
е)
F1 ;
F2 ;
F3 ;
F4 ;
F5 ;
68 Укажите окружную силу, действующую на шестерню (рисунок 5):
а) F1 ;
b) F2 ;
с) F3 ;
d) F4 ;
е) F5 ;
69 Укажите осевую силу, действующую на колесо (рисунок 5):
а) F2 ;
b) F3 ;
с) F4 ;
d) F5 ;
е) F6 ;
70 Укажите радиальную силу, действующую на шестерню (рисунок 5):
а) F2 ;
b) F3 ;
с) F4 ;
d) F5 ;
е) F6 ;
71 Укажите окружную силу, действующую на колесо (рисунок 6):
Рисунок 6 – Силы в коническом зубчатом зацеплении
а)
b)
с)
d)
е)
F1 ;
F2 ;
F3 ;
F4 ;
F5 ;
72 Укажите окружную силу, действующую на шестерню (рисунок 6):
а) F1 ;
b) F2 ;
с) F3 ;
d) F4 ;
е) F5 ;
73 Укажите осевую силу, действующую на колесо (рисунок 6):
а) F1 ;
b) F3 ;
с) F4 ;
d) F5 ;
е) F6 ;
74 Укажите радиальную силу, действующую на шестерню (рисунок 6):
а) F1 ;
b) F3 ;
с) F4 ;
d) F5 ;
е) F6 ;
75 Укажите окружную силу, действующую на колесо (рисунок 7):
Рисунок 7 – Силы в червячном зацеплении
а)
b)
с)
d)
е)
F2 ;
F3 ;
F4 ;
F5 ;
F6 ;
76 Укажите окружную силу, действующую на червяк (рисунок 7):
а) F2 ;
b) F3 ;
с) F4 ;
d) F5 ;
е) F6 ;
77 Укажите осевую силу, действующую на колесо (рисунок 7):
а) F1 ;
b) F2 ;
с) F3 ;
d) F4 ;
е) F5 ;
78 Укажите осевую силу, действующую на червяк (рисунок 7):
а) F1 ;
b) F2 ;
с) F3 ;
d) F4 ;
е) F5 ;
79 Укажите радиальную силу, действующую на колесо (рисунок 7):
а) F1 ;
b) F2 ;
с) F3 ;
d) F4 ;
е) F5 ;
80 Укажите радиальную силу, действующую на червяк (рисунок 7):
а) F1 ;
b) F2 ;
с) F3 ;
d) F4 ;
е) F5 ;
81 Какое из перечисленных свойств фрикционных передач не является
их достоинством:
а) потребность в прижимных устройствах;
b) простота тел качения;
с) равномерность вращения;
d) возможность плавного регулирования скорости;
е) отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи;
82 Какое из перечисленных свойств фрикционных передач не является
их недостатком:
а) отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи;
b) потребность в прижимных устройствах;
с) большие потери на трение и большие нагрузки на валы;
d) повреждение катков при пробуксовке;
е) неточность передаточных отношений из-за пробуксовки;
83 Какое из перечисленных требований не является требованием,
предъявляемым к материалам фрикционных колес:
а) высокий модуль упругости;
b) повышенное содержание углерода;
с) высокий коэффициент трения;
d) высокая износостойкость;
е) высокая поверхностная прочность;
84 Укажите передачу, которая является разновидностью фрикционных
передач, и в которых движение передается посредством кольцевого
замкнутого ремня:
а) зубчатая передача;
b) ременная передача;
с) цепная передача;
d) червячная передача;
е) пункты а), b), с), d);
85 Какое из перечисленных свойств ременных передач не является их
достоинством:
а) передача движения на средние расстояния;
b) плавность работы и бесшумность;
с) потребность в натяжных устройствах;
d) возможность работы при высоких оборотах;
е) дешевизна;
86 Какое из перечисленных свойств ременных передач не является их
недостатком:
а) большие габариты передачи;
b) неизбежное проскальзывание ремня;
с) передача движения на средние расстояния;
d) высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;
е) малая долговечность при больших скоростях;
87 Какие из перечисленных критериев являются основными
критериями расчета ременных передач: 1) тяговая способность (прочность
сцепления ремня со шкивом), 2) прочность шкивов; 3) износостойкость
шкивов; 4) долговечность ремня;
а) 1 и 2;
b) 2 и 3;
с) 2, 3, 4;
d) 1 и 4;
е) 1, 2, 3, 4;
88 Из каких материалов целесообразно изготавливать
используемые в высокоскоростных передачах (до 100 м/с):
а) из чугуна;
b) из стали;
с) из коррозионных материалов;
d) из легких сплавов;
е) пункты а), b), с), d);
шкивы,
89 Из каких материалов целесообразно
используемые при скоростях 30÷45 м/с:
а) из чугуна;
b) из стали;
с) из коррозионных материалов;
d) из легких сплавов;
е) пункты а), b), с), d);
шкивы,
изготавливать
90 Что необходимо выполнить при установке быстроходного шкива:
а) балансировку;
b) провести работу в холостом режиме;
с) на предельно высоких скоростях;
d) провести работу на невысоких скоростях;
е) нет верного ответа;
91 Как называется деталь, служащая для удержания колёс и не
передающая вращающий момент :
а) вал;
b) шатун;
с) опора;
d) палец;
е) ось;
92 Как называется деталь, служащая для удержания колёс и
передающая вращающий момент:
а) ось;
b) шатун;
с) опора;
d) палец;
е) вал;
93 Какой характер имеют поломки валов и осей:
а) усталостный характер;
b) характер износа;
с) характер заклинивания;
d) характер излома;
е) пункты а), b), с), d);
94 Что из перечисленных характеристик необходимо обеспечить в
первую очередь для работоспособности вала или оси: 1) объёмную
прочность, 2) поверхностную прочность, 3) жёсткость на изгиб, 4)
крутильную жёсткость, 5) теплостойкость:
а) 1;
b) 1, 2;
с) 1, 2, 3;
d) 1, 2, 3, 4;
е) 1, 2, 3, 4, 5;
95 Что необходимо обеспечить в обязательном порядке для валов и
осей:
а) объемную прочность;
b) поверхностную прочность;
с) жёсткость на изгиб;
d) крутильную жёсткость;
е) теплостойкость;
96 Как называются специальные детали, которые поддерживают валы
и оси:
а) опорами;
b) муфтами;
с) крышками;
d) корпусами;
е) пальцами;
97 В чем заключается назначение подшипника:
а) подшипник передает крутящий момент;
b) подшипник должен обеспечить надёжное и точное соединение
вращающейся детали (оси, вала) и неподвижного корпуса;
с) подшипник повышает КПД передачи;
d) подшипник должен компенсировать неточности изготовления валов и
осей;
е) пункты а), b), с), d);
98 По характеру трения подшипника разделяют на:
а) радиальные подшипники и упорные подшипники;
b) подшипники скольжения и подшипники качения;
с) упорные подшипники и радиально-упорные подшипники;
d) подшипники скольжения и радиальные подшипники;
е) подшипники качения и упорные подшипники;
99 По воспринимаемым нагрузкам подшипника разделяют на
а) радиальные и упорные подшипники;
b) упорные и радиально-упорные подшипники;
с) радиальные, упорные, радиально-упорные подшипники;
d) радиальные и радиально-упорные подшипники;
е) упорные и радиальные подшипники;
100 Укажите отличительную особенность подшипников скольжения:
а) наличие тел качения;
b) наличие тел скольжения;
с) наличие вкладыша из антифрикционных материалов;
d) низкое трение;
е) пункты а), b), с), d);
101 Укажите недостатки подшипников скольжения:
а) низкое трение, низкий нагрев;
b) применяются при больших скоростях вращения;
с) слабая виброзащита;
d) трение и потребность в дорогих антифрикционных материалах;
е) возможность применения в воде и других агрессивных средах;
102 Из каких материалов, как правило, изготавливают вкладыши для
подшипников скольжения:
а) из чугуна;
b) из конструкционных сталей;
с) из быстрорежущих сталей;
d) из бронзы и бронзовых сплавов;
е) из инструментальных сталей;
103 Какой из перечисленных критериев является основным критерием
расчёта большинства подшипников скольжения
а) обеспечение жидкостного трения;
b) критерий жесткости;
с) критерий прочности;
d) критерий теплостойкости;
е) пункты а), b), с), d);
104 Какой момент работы подшипника скольжения является наиболее
опасным:
а) момент пуска механизма;
b) момент торможения механизма;
с) работа на малых скоростях;
d) работа на высоких скоростях;
е) нет верного ответа;
105 Основной отличительной особенностью подшипников качения
является:
а) наличие тел качения;
b) наличие тел скольжения;
с) наличие вкладыша из антифрикционных материалов;
d) высокое трение;
е) пункты а), b), с), d);
106 Из каких частей состоит подшипник качения:
а) наружное кольцо, внутреннее кольцо и тела качения;
b) наружное кольцо, внутреннее кольцо, тела качения, сепаратор;
с) вкладыш, наружное кольцо, внутреннее кольцо;
d) внутреннее кольцо и тела качения;
е) наружное кольцо и внутреннее кольцо, сепаратор;
107 Как называется специальная кольцеобразная обойма, в которой
равномерно распределены тела качения:
а) канавка;
b) распределительная обойма;
с) кольцо;
d) вкладыш;
е) сепаратор;
108 Какое из перечисленных свойств не является достоинством
подшипников качения:
а) низкое трение, низкий нагрев;
b) экономия смазки;
с) высокий уровень стандартизации;
d) экономия дорогих антифрикционных материалов;
е) высокие габариты (особенно радиальные) и вес;
109 Какое из перечисленных свойств не является недостатком
подшипников качения:
а) высокий уровень стандартизации
b) высокие габариты (особенно радиальные) и вес
с) высокие требования к оптимизации выбора типоразмера
d) слабая виброзащита
е) пункты а), b), с), d);
110 По каким признакам классифицируют подшипники качения: 1) по
форме тел качения, 2) по габаритам, 3) по точности выполнения размеров,
4) по направлениям воспринимаемых сил, 5) по виду трения, 6) по
применяемым материалам:
а) 1, 2, 3, 4;
b) 1, 2, 3, 4, 5, 6;
с) 1, 3, 4, 6;
d) 1, 3, 5, 6;
е) 1, 2, 4;
111 По форме тел качения подшипники делятся на:
а) круглые и плоские;
b) шариковые и роликовые;
с) шариковые и плоские;
d) круглые и роликовые;
е) однорядные и многорядные;
112 По воспринимаемым силам подшипники качения делятся на:
а) радиальные, радиально-упорные и упорные;
b) радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные;
с) радиальные, осевые, окружные;
d) упорные, осевые, окружные;
е) радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные;
113 Выберете материал, из которого изготавливают подшипники
качения:
а) Сталь 45, Сталь 40;
b) Р18, Р9;
с) ШХ15, ШХ15СГ;
d) Т5К10, ТТ3К17;
е) пункты а), b), с), d);
114 Укажите формулу определения
подшипника, выраженной в часах:
106
 Ln ;
а) Lh 
n

P
b) Lh   
C 

C
с) Lh    ;
P
106
 Ln ;
d) Lh 
60  n
103
 Ln ;
е) Lh 
30  n
номинальной долговечности
115 Укажите формулу определения эквивалентной динамической
нагрузки:
а) P   X  Fr  Y  Ft   КБ  КТ ;
b) P  V  X  Fa  Y  Fr   КБ  КТ ;
с) P  V  X  Fr  Y  Fa  ;
d) P  V  X  Ft  Y  Fr   КБ  КТ ;
е) P  V  X  Fr  Y  Fa   КБ  КТ ;
116 Работоспособность подшипников качения
соблюдении двух основных критериев:
а) долговечность и прочность;
b) грузоподъемность и прочность;
с) прочность и износостойкость;
d) долговечность и грузоподъемность;
е) долговечность и износостойкость;
сохраняется при
117 Как называются опоры, в которых внутренние и наружные кольца
неподвижны в осевом направлении:
а) фиксированные опоры;
b) плавающие опоры;
с) самоустанавливающиеся опоры;
d) регулируемые опоры;
е) нет правильного ответа;
118 Как называются опоры, в которых наружное кольцо может
перемещаться в осевом направлении за счет установки подшипника в
специальном стакане с зазором:
а) фиксированные опоры;
b) плавающие опоры;
с) самоустанавливающиеся опоры;
d) регулируемые опоры;
е) нет правильного ответа;
119 Чем удобна схема с фиксацией подшипников в распор:
а) схема не требует жестких допусков на линейные размеры;
b) тела качения не защемляются при нагреве;
с) схема удобна в монтаже;
d) пункты а), b), с)
е) нет правильного ответа;
120 Радиально-упорные подшипники требуют:
а) предварительного зазора;
b) осевого и радиального регулирования;
с) радиального регулирования;
d) осевого регулирования;
е) нет правильного ответа;
121 Каким образом увеличивается жесткость подшипников:
а) предварительным зазором;
b) предварительным натягом;
с) применением прокладок;
d) пункты а) и b);
е) нет правильного ответа;
122 Излишний преднатяг приводит:
а) к усилению износа тел качения;
b) к усилению износа сепаратора;
с) к поломке подшипника;
d) пункты а) и b);
е) нет правильного ответа;
123 Как называются детали, выполненные из мягких упругих
материалов,
которые
предотвращают
вытекание
смазки
из
подшипниковых узлов и попадание в них загрязнения:
а) уплотняющие устройства;
b) прокладки;
с) стаканы;
d) крышки;
е) сальники;
124 Дайте характеристику подшипнику с номером 0206:
а) шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии с
посадочным диаметром 30мм;
b) шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии с
посадочным диаметром 30мм;
с) шариковый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным
диаметром 60мм;
d) шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным
диаметром 30мм;
е) шариковый упорный подшипник легкой серии с посадочным диаметром
30мм;
125 Дайте характеристику подшипнику с номером 8310:
а) шариковый упорный подшипник средней серии с посадочным диаметром
50мм;
b) шариковый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным
диаметром 50мм;
с) шариковый радиальный однорядный подшипник тяжелой серии с
посадочным диаметром 10мм;
d) роликовый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным
диаметром 50мм;
е) роликовый упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром
50мм;
126 Дайте характеристику подшипнику с номером 6407:
а) шариковый радиально-упорный подшипник средней серии с посадочным
диаметром 35мм;
b) шариковый радиально-упорный подшипник тяжелой серии с посадочным
диаметром 35мм;
с) роликовый радиально-упорный подшипник тяжелой серии с посадочным
диаметром 35мм;
d) роликовый упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром
35мм;
е) шариковый упорный подшипник тяжелой серии с посадочным диаметром
70мм;
127 Дайте характеристику подшипнику с номером 7508:
а) роликовый упорный подшипник легкой широкой серии с посадочным
диаметром 80мм;
b) роликовый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным
диаметром 40мм;
с) роликовый радиально-упорный подшипник легкой широкой серии с
посадочным диаметром 40мм;
d) шариковый упорный подшипник легкой широкой серии с посадочным
диаметром 40мм;
е) шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным
диаметром 40мм;
128 Дайте характеристику подшипнику с номером 1109:
а) шариковый упорный подшипник особо легкой серии с посадочным
диаметром 45мм;
b) шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии с посадочным
диаметром 45мм;
с) шариковый радиальный двухрядный сферический подшипник легкой
серии с посадочным диаметром 45мм;
d) шариковый радиальный двухрядный сферический подшипник особо
легкой серии с посадочным диаметром 45мм;
е) шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии с
посадочным диаметром 45мм;
129 Выберете правильный вариант:
а) наружное кольцо подшипника сопрягается с корпусом;
b) наружное кольцо подшипника сопрягается с валом;
с) внутреннее кольцо подшипника сопрягается с корпусом;
d) внутреннее кольцо подшипника сопрягается с валом;
е) пункты а) и d);
130 Выберете правильный вариант:
а) внутреннее кольцо подшипника сажают на вал по системе вала;
b) внутреннее кольцо подшипника сажают на вал по системе отверстия;
с) наружное кольцо подшипника сажают в корпус по системе вала;
d) наружное кольцо подшипника сажают в корпус по системе отверстия;
е) пункты b) и с);
131 Выберете правильный вариант:
а) чем больше нагрузка и сильнее толчки, тем более плотными должны быть
посадки подшипника на вал и в корпус;
b) чем быстроходнее машина (меньше нагрузки, выше температуры), тем
посадки подшипника должны быть свободнее;
с) чем быстроходнее машина (меньше нагрузки, выше температуры), тем
посадки подшипника должны быть плотнее;
d) пункты а) и b);
е) пункты а) и с);
132 Подшипники со значительным натягом на валу следует:
а) монтировать нагретыми в масле;
b) напрессовывать на вал с помощью пресса;
с) монтировать охлажденными в специальной охладительной установке;
d) пункты а) и b);
е) нет правильного ответа;
133 Выберете верное утверждение:
а) усилие прикладывается только к тому кольцу, которое установлено с
зазором;
b) усилие прикладывается только к тому кольцу, которое установлено с
натягом;
с) усилие должно передаваться на тела качения;
d) пункты а) и с);
е) пункты b) и с);
134 Смака подшипников качения применяется:
а) для снижения трения;
b) для повышения теплоотвода;
с) для улучшения их демонтажа;
d) пункты а) и b);
е) пункты а), b), с);
135 Жидкие смазки в подшипниках качения применяются:
а) при более высоких температурах;
b) в труднодоступных местах;
с) для герметизации зазоров;
d) пункты а) и b);
е) пункты b) и с);
136 Для чего необходимо разбрызгивание масла внутри корпуса
механизма:
а) для создания масляного тумана;
b) для выравнивания температуры;
с) для улучшения теплоотвода от механизма;
d) пункты b) и с);
е) пункты а), b) и с);
137 Из перечисленных групп муфт, различающихся по физической
природе, исключите лишнюю:
а) муфты механического действия;
b) муфты электрического (электромагнитного) действия;
с) муфты гидравлического действия;
d) муфты пневматического действия;
е) муфты самодействующие;
138 Какие из перечисленных видов муфт соединяют валы постоянно,
образуют длинные валы:
а) соединительные;
b) управляемые;
с) самодействующие;
d) регулируемые;
е) нет правильного ответа;
139 Какие из перечисленных видов муфт соединяют и разъединяют
валы в процессе работы:
а) соединительные;
b) управляемые;
с) самодействующие;
d) регулируемые;
е) нет правильного ответа;
140 Какие из перечисленных видов муфт срабатывают автоматически
при заданном режиме работы
а) соединительные;
b) управляемые;
с) самодействующие;
d) регулируемые;
е) нет правильного ответа;
141 Укажите основную характеристику муфты:
а) габариты;
b) масса;
с) момент инерции;
d) передаваемый вращающий момент;
е) КПД;
142 Какой из перечисленных критериев не относится к критериям
работоспособности муфты:
а) прочность при циклических нагрузках;
b) прочность при ударных нагрузках;
с) износостойкость;
d) жёсткость;
е) теплостойкость;
143 Втулочные и фланцевые муфты относятся к классу:
а) жестких муфт;
b) компенсирующих муфт;
с) подвижных муфт;
d) упругих муфт;
е) фрикционных муфт;
144 Какая из перечисленных муфт допускает осевые, радиальные и
угловые смещения валов:
а) втулочная муфта;
b) фланцевая муфта;
с) зубчатая муфта;
d) шарнирная муфта;
е) упругая муфта;
145 К какому классу муфт относится шарнирная муфта:
а) жесткие муфты;
b) компенсирующие муфты;
с) подвижные муфты;
d) упругие муфты;
е) фрикционные муфты;
146 Какая из перечисленных муфт предназначена для смягчения
(амортизации) ударов, толчков и вибрации:
а) втулочная муфта;
b) фланцевая муфта;
с) зубчатая муфта;
d) шарнирная муфта;
е) упругая муфта;
147 Какая из перечисленных муфт передает вращающий момент
благодаря силам трения, возникающим в контакте между элементами
муфты:
а) жесткие муфты;
b) компенсирующие муфты;
с) подвижные муфты;
d) упругие муфты;
е) фрикционные муфты;
148 Укажите вид соединения деталей, разборка которых возможна лишь
при разрушении соединяющих или соединяемых деталей:
а) неразъёмные соединения;
b) разъёмные соединения;
с) подвижные соединения;
d) жесткие соединения;
е) нет правильного ответа;
149 Укажите вид соединения деталей, позволяющий разборку без
разрушения:
а) неразъёмные соединения;
b) разъёмные соединения;
с) подвижные соединения;
d) жесткие соединения;
е) нет правильного ответа;
150 Какие из перечисленных
неразъемным соединениям:
а) сварные;
b) резьбовые;
с) заклепочные;
d) штифтовые;
е) пункты а) и с);
видов
соединений
относятся
к
151 Какие из перечисленных видов соединений относятся к разъемным
соединениям
а) сварные;
b) резьбовые;
с) заклепочные;
d) пункты а) и b);
е) пункты а) и с);
152 Какой из перечисленных пунктов не относится к достоинствам
сварки:
а) малая трудоёмкость;
b) возможность автоматизации;
с) отсутствие больших сил;
d) сравнительная дешевизна оборудования;
е) коробление деталей;
153 Укажите общее условие проектирования сварных соединений:
а) обеспечение равнопрочности шва и свариваемых деталей;
b) обеспечение теплостойкости шва и свариваемых деталей;
с) обеспечение износостойкости шва и свариваемых деталей;
d) обеспечение жесткости шва и свариваемых деталей;
е) нет правильного ответа;
154 Как называются сварные
приложенным силам:
а) фланговые швы;
b) лобовые швы;
с) косые швы;
d) комбинированные швы;
е) нет правильного ответа;
155 Как называются
приложенным силам:
а) лобовые швы;
b) косые швы;
с) фланговые швы;
d) комбинированные швы;
е) нет правильного ответа;
швы
сварные
которые
швы
перпендикулярны
которые
параллельны
156 Как называются сварные швы которые расположены под углом к
приложенным силам:
а) фланговые швы;
b) лобовые швы;
с) косые швы;
d) комбинированные швы;
е) нет правильного ответа;
157 Какое из перечисленных свойств не является достоинством
заклепочного соединения:
а) соединяют не свариваемые детали;
b) не дают температурных деформаций;
с) детали при разборке не разрушаются;
d) ударные нагрузки при изготовлении;
е) нет правильного ответа;
158 Какое из перечисленных
заклепочного соединения:
свойств
является
достоинством
а) детали ослаблены отверстиями;
b) высокий шум при изготовлении;
с) ударные нагрузки при изготовлении;
d) повышенный расход материала;
е) соединяют не свариваемые детали;
159 Укажите материалы, из которых изготавливают заклепки:
а) Ст2, Ст3, Ст10, Ст15;
b) латунь, медь;
с) 40Х, 40ХН
d) ХВГ,9ХС;
е) пункты а) и b);
160 По каким критериям рассчитывается диаметр назначаемой
заклёпки:
а) расчёт на срез;
b) расчёт на смятие;
с) расчет на прочность;
d) пункты а) и b);
е) пункты а), b), с);
161 Какие резьбовые соединения предназначены для фиксации деталей:
а) метрическая;
b) трапецеидальная;
с) упорная;
d) круглая;
е) прямоугольная;
162 Какое из перечисленных свойств не является достоинством
резьбового соединения:
а) концентрация напряжений во впадинах резьбы;
b) высокая надёжность;
с) технологичность;
d) возможность регулировки силы сжатия;
е) простота конструкции;
163 Укажите основной вид разрушения у крепёжных резьб:
а) смятие витков;
b) износ витков;
с) срез витков;
d) пункты а) и b);
е) пункты b) и с);
164 Укажите основной вид разрушения у ходовых резьб:
а) срез витков;
b) износ витков;
с) смятие витков;
d) пункты а) и b);
е) пункты b) и с);
165 Укажите основной критерий работоспособности для расчёта
крепёжных резьб:
а) прочность по касательным напряжениям среза;
b) износостойкость по напряжениям смятия;
с) прочность по напряжениям изгиба;
d) пункты а) и b);
е) пункты b) и с);
166 Укажите основной критерий работоспособности для расчёта
ходовых резьб:
а) прочность по касательным напряжениям среза;
b) износостойкость по напряжениям смятия;
с) прочность по напряжениям изгиба;
d) пункты а) и b);
е) пункты b) и с);
167 Укажите соединение, которое образуется совместным сверлением
соединяемых деталей и установкой в отверстие с натягом специальных
цилиндрических или конических пальцев:
а) штифтовые соединения;
b) резьбовые соединения;
с) заклепочные соединения;
d) шпоночные соединения;
е) нет правильного ответа;
168 Укажите соединения, которые предназначены для точного
взаимного фиксирования деталей, а также для передачи небольших
нагрузок
а) штифтовые соединения;
b) резьбовые соединения;
с) заклепочные соединения;
d) шпоночные соединения;
е) нет правильного ответа;
169 Какое из перечисленных свойств не относится к достоинствам
штифтовых соединений:
а) ослабление соединяемых деталей отверстием;
b) простота конструкции;
с) простота монтажа-демонтажа;
d) точное центрирование деталей;
е) работа в роли предохранителя;
170 Укажите критерии работоспособности штифтовых соединений:
а) условие прочности на срез;
b) условие прочности на смятие;
с) условие жесткости;
d) пункты а) и b);
е) пункты а) и с);
171 Какое из перечисленных свойств не является достоинством
шпоночного соединения:
а) простота конструкции;
b) надёжность конструкции;
с) удобны в сборке-разборке;
d) дёшевы в изготовлении;
е) концентрируют напряжения в углах пазов;
172 Укажите какие условия прочности должны быть выполнены при
расчете шпоночных соединений:
а) расчет на срез;
b) расчет на смятие;
с) расчет на износ;
d) пункты а) и b);
е) пункты а), b), с);
173 Укажите вид шпоночного соединения, которое передает момент
только боковыми гранями:
а) клиновые;
b) призматические;
с) сегментные;
d) пункты а) и b);
е) пункты b) и с);
174 Укажите вид шпоночного соединения, которое передает момент за
счёт сил трения по верхним и нижним граням:
а) клиновые;
b) призматические;
с) сегментные;
d) пункты а) и b);
е) пункты b) и с);
175 Укажите соединения, которые образуются выступами на валу,
входящими в сопряжённые пазы ступицы колеса:
а) заклепочные соединения;
b) резьбовые соединения;
с) штифтовые соединения;
d) шпоночные соединения;
е) шлицевые соединения;
176 Какое из перечисленных свойств не является достоинством
шлицевого соединения
а) требуют специального оборудования для изготовления отверстий;
b) большую несущую способность;
с) лучше центрируют колесо на валу;
d) усиливают сечение вала за счёт большего момента инерции ребристого
сечения;
е) нет правильного ответа;
177 С каким параметром связаны смятие и износ шлицевых
соединений:
а) с контактными напряжениями;
b) с напряжениями изгиба;
с) с крутящими напряжениями;
d) с продольными напряжениями;
е) пункты а) и b);
178 Укажите основные критерии работоспособности шлицов:
а) сопротивление боковых поверхностей смятию;
b) сопротивление износу при фреттинг-коррозии;
с) сопротивление изгибу;
d) пункты а),b), с);
е) пункты а) и b);
179 Укажите свойство, обратное жесткости:
а) податливость;
b) упругость;
с) мягкость;
d) пружинистость;
е) нет правильного ответа;
180 Чем определяется жесткость упругого элемента:
а) зависимостью упругой силы от прочности;
b) зависимостью упругой силы от деформации;
с) зависимостью прочности от деформации;
d) зависимостью деформации от технологичности конструкции;
е) нет правильного ответа;
181 Как называется свойство рассеивать вибрацию:
а) жесткостью;
b) податливостью;
с) демпфированием;
d) деформацией;
е) рассеиванием;
182 Укажите материалы, из которых изготавливают пружины:
а) 65Г, 60С2
b) Сталь 20, 30
с) 50ХФА
d) пункты а) и с);
е) пункты а) и b);
183 Какой из перечисленных материалов сочетает прочность металла с
упругостью резины и, кроме того рассеивает энергию колебаний:
а) металлорезины;
b) высокоуглеродистые стали;
с) хромованадиевые стали;
d) кремнистые стали;
е) марганцовистые стали;
184 Укажите главную характеристику упругих элементов:
а) прочность;
b) жесткость;
с) износостойкость;
d) теплостойкость;
е) красностойкость;
Рисунок 8
185 Укажите название передачи (рисунок 8):
а) цилиндрическая прямозубая передача;
b) цилиндрическая косозубая передача;
с) цилиндрическая шевронная передача;
d) коническая прямозубая передача;
е) коническая косозубая передача;
Рисунок 9
186 Укажите название передачи (рисунок 9):
а) цилиндрическая прямозубая передача;
b) цилиндрическая косозубая передача;
с) цилиндрическая шевронная передача;
d) коническая прямозубая передача;
е) коническая косозубая передача;
Рисунок 10
187 Укажите название передачи (рисунок 10):
а) цилиндрическая прямозубая передача;
b) цилиндрическая косозубая передача;
с) цилиндрическая шевронная передача;
d) коническая прямозубая передача;
е) коническая косозубая передача;
Рисунок 11
188 Укажите название передачи (рисунок 11):
а) цилиндрическая прямозубая передача;
b) цилиндрическая косозубая передача;
с) коническая зубчатая передача с круговым зубом;
d) коническая прямозубая передача;
е) коническая косозубая передача;
Рисунок 12
189 Укажите название передачи (рисунок 12):
а) цилиндрическая прямозубая передача;
b) цилиндрическая косозубая передача;
с) коническая зубчатая передача с круговым зубом;
d) коническая прямозубая передача;
е) коническая косозубая передача;
Рисунок 13
190 Укажите название передачи (рисунок 13):
а) цилиндрическая прямозубая передача;
b) цилиндрическая косозубая передача;
с) коническая зубчатая передача с круговым зубом;
d) коническая прямозубая передача;
е) коническая косозубая передача;
191 Определите частоту вращения третьего вала редуктора (рисунок
14), если известно: n1  1500 об/мин, z1  20, z2  40, z3  25, z4  75 :
Рисунок 14 – Схема цилиндрического двухступенчатого редуктора
а) n3  250 об/мин;
b) n3  9000 об/мин;
с) n3  500 об/мин;
d) n3  3000 об/мин;
е) n3  750 об/мин;
192 Определите частоту вращения третьего вала редуктора (рисунок
14), если известно: n2  600 об/мин, z1  20, z2  40, z3  25, z4  75 :
а) n3  1800 об/мин;
b) n3  200 об/мин;
с) n3  300 об/мин;
d) n3  1200 об/мин;
е) n3  750 об/мин;
193 Определите крутящий момент на втором валу редуктора (рисунок
14), если известно: T1  80 Н*м, z1  20, z2  40, z3  25, z4  75 :
а) T2  160 Н*м;
b) T2  40 Н*м;
с) T2  153,6 Н*м;
d) T2  38, 4 Н*м;
е) T2  240 Н*м;
194 Определите крутящий момент на втором валу редуктора (рисунок
14), если известно: T3  210 Н*м, z1  20, z2  40, z3  25, z4  75 :
а) T2  70 Н*м;
b) T2  630 Н*м;
с) T2  605 Н*м;
d) T2  72,9 Н*м;
е) T2  67, 2 Н*м;
195 Укажите правильную формулу определения крутящего момента:
P
n
T  9550  P  n ;
P
T ;
n
n
T  9550  ;
P
n
T ;
P
а) T  9550  ;
b)
с)
d)
е)
196 Укажите правильную формулу определения мощности:
а) P 
T

;

b) P 
Ft

с) P 
T
Ft
d) P 
;
;
;

е) P  T   ;
197 Укажите правильную формулу определения мощности:
а) P 
T
с) P 
Ft
;


b) P  ;
Ft
;

d) P  Ft  ;

е) P 
T
;
198 Укажите правильную формулу определения окружной силы:
2 D
;
T
T
b) Ft  ;
D
2 T
с) Ft 
;
D
d) Ft  2  T  D ;
а) Ft 
е) Ft  T  D ;
199 Укажите правильную формулу определения окружной скорости:
а)  
 nD
;
30
 nD
b)  
;
60
 nD
с)  
;
1000
 n
d)  
;
D
 D
е)  
;
n
200 Укажите правильную формулу определения угловой скорости:
а)  
 п
30
;
b)  
 п
;
60
 пD
с)  
;
60
 пD
d)  
30
е)     n ;
Номер вопроса
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
Ключи правильных ответов
Правильный
Номер вопроса
ответа
в
г
б
а
д
в
а
д
в
г
б
д
г
г
в
а
г
б
д
в
б
г
в
в
д
в
а
б
в
а
г
г
в
а
а
б
б
в
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
53
54
55
56
57
58
59
60
61
62
63
64
65
66
67
68
69
70
71
72
73
74
75
76
Правильный
ответа
г
г
г
д
д
а
а
а
б
в
а
б
а
а
б
б
в
а
б
г
г
а
б
б
а
д
в
б
в
а
д
в
б
д
б
д
д
г
77
78
79
80
81
82
83
84
85
86
87
88
89
90
91
92
93
94
95
96
97
98
99
100
101
102
103
104
105
106
107
108
109
110
111
112
113
114
115
116
117
118
119
120
121
122
123
124
125
126
б
в
г
а
а
а
б
б
в
в
г
г
а
а
д
д
а
г
а
а
б
б
в
в
г
г
а
а
а
б
д
д
а
а
б
б
в
г
д
г
а
б
в
г
б
б
а
а
а
б
127
128
129
130
131
132
133
134
135
136
137
138
139
140
141
142
143
144
145
146
147
148
149
150
151
152
153
154
155
156
157
158
159
160
161
162
163
164
165
166
167
168
169
170
171
172
173
174
175
176
в
г
д
д
г
а
б
г
а
д
д
а
б
в
г
д
а
в
в
д
д
а
б
д
б
д
а
б
в
в
г
д
д
г
а
а
в
б
а
б
а
а
а
г
д
г
д
а
д
а
177
178
179
180
181
182
183
184
185
186
187
188
а
д
а
б
в
г
а
б
а
б
в
г
189
190
191
192
193
194
195
196
197
198
199
200
д
в
а
б
в
г
а
д
г
в
б
а
8 Методические указания для выполнения курсового проекта
8.1 Общие положения
Курсовой проект позволяет закрепить и углубить знания по дисциплине
«Основы конструирования и автоматизации проектирования», приобрести
навыки использования типовых методов кинематических, силовых и
геометрических расчетов, средств и систем автоматизации проектирования и
является подтверждением того, что студент умеет применить полученные
знания при решении конкретной задачи.
8.2 Последовательность выполнения курсового проекта
1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
1 неделя
2 Выбор материалов зубчатых колес и расчет допускаемых напряжений
2 неделя
3 Расчет зубчатых колес редуктора
2 неделя
3 Предварительный расчет валов редуктора
3 неделя
4 Расчет открытой передачи (ременной, цепной, зубчатой)
4 неделя
5 Определение конструктивных размеров зубчатых колес
5 неделя
6 Определение конструктивные размеры корпуса редуктора
5 неделя
7 Первый этап эскизной компоновки редуктора
6 неделя
8 Второй этап эскизной компоновки редуктора
8 неделя
9 Проверка прочности шпоночных соединений
9 неделя
10 Уточненный расчет валов
10неделя
11 Выбор основных посадок деталей
11неделя
12 Вычерчивание редуктора
12неделя
13 Составление спецификации
13неделя
16 Вычерчивание деталей редуктора
14неделя
17 Оформление пояснительной записки
18 Защита курсового проекта
15неделя
8.3 Оформление результатов курсового проектирования
Текстовая часть, схемы и расчеты курсового проекта оформляются в виде
пояснительной записки согласно методическим указаниям [20] «Правила
оформления пояснительной записки» в объёме 30-40 листов.
Графическая часть курсового проекта выполняется на двух листах формата
А1 и состоит из сборочного чертежа редуктора – первый лист и деталировки
редуктора (4 детали по указанию преподавателя) – второй лист.
8.4 Рекомендуемая литература
[6] – [13]
8.5 Варианты заданий