Конспект лекций по предмету "Механика грунтов"

Узнать цену работы по вашей теме


Классификация механизмов, узлов и деталей машин

Содержание
Введение к курсу лекций
Глава 1. Основные положения
Введение
1.1 Классификация механизмов, узлов и деталей машин
1.2 Основные критерии работоспособности деталей машин
Глава 2. Механические передачи
Введение
2.1 Назначение передач
2.2 Кинематические и силовые соотношения в передачах
Глава 3. Зубчатые передачи
Введение
3.1 Общие сведения
3.2 Прямозубые цилиндрические передачи
3.3 Косозубые цилиндрические передачи
3.4 Конические зубчатые передачи
3.5 Червячные передачи
3.6 Передача винт – гайка
3.7 Планетарные зубчатые передачи
3.8 Волновые зубчатые передачи
Глава 4. Ременные передачи
Введение
4.1 Общие сведения
4.2 Критерии работоспособности и расчет ременных передач
Глава 5. Цепные передачи
Введение
5.1 Общие сведения
5.2 Критерии работоспособности и расчет цепных передач
Глава 6. Валы и оси
Введение
6.1 Общие сведения
6.2 Расчетные нагрузки и методы расчета валов и осей
Глава 7. Подшипники
Введение
7.1 Подшипники скольжения
7.2 Подшипники качения
Глава 8. Муфты
Введение
8.1 Общие сведения
8.2 Классификация и порядок выбора муфт
Глава 9. Соединения
Введение
9.1 Сварные соединения
9.2 Шпоночные и шлицевые соединения
9.3 Резьбовые соединения
9.4 Фрикционно-винтовые (клеммовые) соединения
9.5 Соединения деталей с натягом
Глава10. Основы конструирования
Введение
10.1 Содержание и порядок конструирования
10.2 Основные требования, предъявляемые к машине на стадии проектирования
10.3 Особенности конструирования деталей при различных способах изготовления


Глава 1. Основные положения







Классификация механизмов, узлов и деталей машин

Машина – это устройство, выполняющее механическое движение для преобразования энергии, материалов или информации с целью замены или облегчения физического и умственного труда человека.
По функциональному назначению машины делятся на классы:
- энергетические машины, подразделяемые на машины-двигатели – предназначенные для преобразования энергии любого вида в энергию механического движения (двигатели внутреннего сгорания, электродвигатели); машины-генераторы – для преобразования механической энергии в другой вид;
- технологические машины, предназначенные для изменения размеров, формы, свойства или состояния предмета (металлообрабатывающие станки, прессы, машины пищевой, горной, текстильной, полиграфической, химической промышленности и др.);
- транспортные машины, предназначенные для перемещения грузов, людей и изделий. Эти машины подразделяют на транспортные средства (наземные, водные, воздушные, космические) и подъёмно-транспортные машины (подъемные краны, эскалаторы, конвейеры и т. п.);
- информационные машины, предназначенные для получения и преобразования информации. Информационные машины выполняют контрольно-измерительные операции, функции регулирования и управления технологическими процессами.
Машинный агрегат – сочетание машины-двигателя, передаточных механизмов и исполнительного органа. Для согласования работы имеется система управления.
Деталь – это часть машины, изготовленная без сборочных операций (винт, гайка, шпонка, зубчатое колесо и т. д.).
Сборочная единица (узел) – это законченная составная часть машины, состоящая из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение (подшипник, муфта, редуктор и т. д.).
Детали и узлы общего назначения – это детали и узлы, которые повсеместно встречаются во многих машинах (болты, валы, подшипники, муфты и т. д.).
Детали и узлы специального назначения – это элементы, которые встречаются в одном или нескольких типах машин (коленчатые валы, поршни, шатуны, гребные винты, крылья самолетов, грузозахватные устройства и т.д.).
Детали и узлы общего назначения делятся на три группы:
- соединительные детали и соединения, которые подразделяются на неразъемные (сварные, заклепочные, клеевые и др.) и разъемные соединения (резьбовые, шпоночные, зубчатые и др.);
- передачи вращательного движения (зубчатые, ременные, цепные и др.);
- детали и узлы, обслуживающие передачи (валы, оси, подшипники и др.).






Основные критерии работоспособности деталей машин

Детали машин выходят из строя по различным причинам, которые определяются условиями эксплуатации.
Причины отказа отдельных деталей (недостаточная прочность, износостойкость,…

Прочность

Прочность – способность детали сопротивляться разрушению или возникновению пластических деформации под действием нагрузки.
Прочность является основным критерием работоспособности большинства деталей машин.
По характеру нагрузки прочность подразделяется на статическую, усталостную и ударную. По виду деформации – на объемную и поверхностную.


Объемная прочность


Рисунок 1.1 – Виды напряженного состояния
В зависимости от характера нагрузки различают следующие виды объемного напряженного состояния деталей машин:


Поверхностная прочность

где σН и [σН] – соответственно расчетные и допускаемые контактные напряжения.
Расчетные контактные напряжения σн сравнивают с допускаемыми контактными… Контактные напряжения возникают в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки контакта…

Жесткость

Жесткость оценивают по величине силы, вызывающей единичное перемещение (линейное, угловое) некоторой точки или сечения детали
,
… где Е – модуль упругости материала детали; А – поперечное сечение детали; l –… Характеристику, обратную жесткости, называют податливостью
.
(1.19)


Износостойкость

В процессе работы машины показатели изнашивания деталей и сопряжений не сохраняют постоянных значений. Они изменяются во времени чаще всего по…
Рисунок 1.3 - Влияние времени эксплуатации на интенсивность изнашивания


Теплостойкость

Перегрев деталей машин может вызвать следующие вредные последствия:
- понижение прочности материала детали;
- понижение защитной способности масляной пленки;


Вибростойкость

Вибрация вызывает дополнительные переменные напряжения и, как правило, приводит к усталостному разрушению деталей. Это снижает качество работы… В связи с повышением скоростей движения машин опасность вибраций возрастает.…


Глава 2. Механические передачи







Общие сведения

Большинство современных машин создаются по схеме двигатель – передача - рабочие органы машин (рисунок 2.1). Это связано с тем, что большинство двигателей для уменьшения массы, габаритов и стоимости выполняются быстроходными. Например, асинхронные электродвигатели типа 4А выпускаются с частотой вращения ротора 750, 1000, 1500 и 3000 мин-1. Непосредственное соединение валов таких двигателей с рабочими органами машин применяется крайне редко (например, гидравлические насосы и вентиляторы). Как правило, между двигателями и исполнительными органами машин устанавливается промежуточный механизм – передача.

Рисунок 2.1 – Передача энергии от двигателя к исполнительным органам машин
Различают передачи: механические, электрические, гидравлические, пневматические. В курсе деталей машин изучают механические передачи. Из механических передач наибольшее распространенные получили передачи вращательного движения, которое обладает следующими преимуществами:
- непрерывность и равномерность при малых потерях на трение;
- позволяет получить простую и надежную конструкцию передачи при малых габаритах.
Необходимость применения передач:
1. Согласование угловых скоростей исполнительных органов машин и двигателей, которое обеспечивается путем преобразования угловой скорости ω и вращающего момента Т при постоянной мощности двигателя Р (рисунок 2.2).
2. Многие рабочие органы требуют регулирования скорости и момента. В то же время такое регулирование двигателем не всегда экономически выгодно или технически возможно.
3. Иногда требуется преобразовать вращательное движение в поступательное или наоборот.
4. Иногда требуется реверсировать движение или распределять работу двигателя между несколькими исполнительными органами машин.

Рисунок 2.2 – Зависимость крутящего момента от угловой скорости
Классификация механических передач:
а) по виду контакта тел вращения:
- с непосредственным контактом (фрикционные, зубчатые, червячные и др.);
- с контактом посредством гибкой связи (ремённые, цепные).
б) по способу передачи движения:
- передачи трением (фрикционные и ремённые);
- передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные).






Кинематические и силовые соотношения в передачах


Рисунок 2.3 – Взаимодействие звеньев механических передач
Каждая механическая передача характеризуется рядом основных параметров:


Глава 3. Зубчатые передачи







Общие сведения


Простейшая зубчатая передача состоит из двух колес с зубьями z1 и z2, посредством которых они сцепляются между собой (рисунок 3.1). В понижающих передачах меньшее из колес называется шестерней, а большее – колесом.

Рисунок 3.1 – Схема понижающей передачи
К преимуществам зубчатых передач относится:
1. Высокая надежность работы в широком диапазоне скоростей и нагрузок.
2. Малые габаритные размеры.
3. Большая долговечность (до 30 - 40 тыс. часов).
4. Высокий к.п.д. (до 0,97 - 0,98).
5. Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники.
6. Постоянство передаточного числа.
7. Простота обслуживания.
К недостаткам зубчатых передач относится:
1. Относительно высокие требования к точности изготовления и монтажа.
2. Невозможность плавного изменения передаточного отношения.
3. Шум при повышенных скоростях.
Основными характеристиками зубчатых передач являются мощности на валах Р1 и Р2 в кВт, угловые скорости ω1 и ω2 в с-1 (или частота вращения n1 и n2 в мин-1), окружная скорость колес v в м/с, вращающие моменты Т1 и Т2 в Н·м, передаточное отношение u, коэффициент полезного действия η. Значения этих параметров определяют по зависимостям, полученным выше.

Рисунок 3.2 – Схемы зубчатых зацеплений.
Классификация:
1. По расположению геометрических осей валов различают передачи с параллельными (рисунок 3.2, а - г), пересекающимися (рисунок 3.2, д - ж) и перекрещивающимися осями (рисунок 3.2, и).
2. В зависимости от формы различают цилиндрические, эллиптические и фигурные зубчатые колеса. На рисунке 3.2 представлены широко распространенные колеса круглой формы (включая конические). Остальные колеса изучают в специальных курсах.
3. По расположению зубьев на поверхности колес различают прямозубые (рисунок 3.2, а, б), косозубые (рисунок 3.2, в, е, и), шевронные (рисунок 3.2, г) колеса, а также колеса с круговыми (рисунок 3.2, ж) зубьями.
3. В зависимости от формы колес и формы зубьев различают цилиндрические, конические, винтовые и гипоидные передачи.
5. В зависимости от взаимного расположения колес различают зубчатые передачи с внешним (рисунок 3.2, а) и внутренним (рисунок 3.2, б) зацеплением.
6. В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают эвольвентные, циклоидальные и с зацеплением Новикова.
7. В зависимости от конструктивного исполнения различают открытые и закрытые передачи.


Основы теории зубчатого зацепления

Теоретические вопросы взаимодействия зубьев колес подробно изучаются в курсе ТММ, где, в частности, формулируется основная теорема зацепления: для… Из анализа многих классов кривых, удовлетворяющим требованиям основной теоремы… Эвольвентой окружности называют кривую, которую описывает любая точка, взятая на производящей прямой, перекатываемой…

Выбор степени точности изготовления колес

Наиболее распространенные степени точности в быстроходных передачах ( υ > 10 м/с) являются 5, 6, 7, для тихоходных – 8, 9.
Различают следующие основные показатели точности:
- кинематическая точность;


Усилия в зацеплении зубчатых колес


Рисунок 3.4 – Схема статического (а) и циклического (б) нагружения зуба
В процессе зацепления колес развивается окружное усилие
,
(3.2)


Выбор материала для изготовления колес

Основным материалом для изготовления колес является сталь, подвергнутая термической обработке:
при HB ≤ 350 (сталь 40, 45, 50, 40Х, 45Х; Ст5, Ст6 и др.);
при HB > 350 (сталь 40ХН, 35ХМ, 20ХНМ и др.).


Виды разрушения зубьев

Усталостное выкрашивание поверхностных слоев является наиболее распространенным видом повреждений зубьев для большинства закрытых, хорошо…
Рисунок 3.5 – Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев






Прямозубые цилиндрические передачи


Известно, что поверхностное разрушение зубьев является основной причиной выхода строя, поэтому контактная прочность является основным критерием работоспособности зубчатых передач. В этой связи, зубчатые колёса рассчитывают по контактным напряжениям, а проверку ведут по напряжениям изгиба.


Расчет на контактную прочность

Расчет на контактную прочность выполняют, полагая, что зацепление пары зубьев происходит в полюсе, т.е. в зоне наибольшего давления.
Контакт в полюсе можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусом… где Епр – приведенный модуль упругости; μ – коэффициент Пуассона; q – удельная нагрузка; ρпр – приведенный…





Косозубые цилиндрические передачи



Общие сведения

В отличие от прямозубой передачи в косозубой передаче зубья расположены под углом β к образующей, оси колёс при этом остаются параллельными.

Рисунок 3.11 – Схема косозубого колеса
За счет наклонного расположения зубьев передаваемая нагрузка распределяется на несколько зубьев. На рисунке 3.11 показано расположение контактных линий 1, 2 и 3 в поле зацепления q. При этом пара 2 зацепляется по всей длине зубьев, а пары 1 и 3 – лишь частично. Это позволяет значительно увеличить длину контактной линии
,
(3.28)
где εα – коэффициент торцового перекрытия
,
(3.29)
где z1 и z2 – число зубьев шестерни и колеса; b – ширина колеса.
Также за счет наклонного расположения зубья входят в зацепление не сразу по всей длине как в прямозубой передаче, а постепенно.
В этой связи по сравнению с прямозубой передачей косозубая обладает следующими преимуществами:
- повышается нагрузочная способность;
- увеличивается плавность работы передачи;
- снижаются динамические нагрузки;
- уменьшается шум при работе;
- увеличиваются окружные скорости.
В отличие от прямозубой передачи косозубая характеризуется двумя шагами (рисунок 3.11) – нормальным pn и окружным (торцовым) pt; при этом pt = pn / cosβ. Соответственно шагам имеем два модуля– нормальный и окружной (торцовый):
; .
(3.30)
При этом
.
(3.31)
Стандартным является нормальный модуль.
Диаметры делительной и начальной окружности

(3.32)
Диаметры вершин и впадин зубьев
. .
(3.33)
В процессе работы в зацеплении косозубых колес развивается усилия, показанные на рисунке 3.12:

Рисунок 3.12 – Усилия в зацеплении косозубых колес
окружное усилие
; .
(3.34)
осевое усилие
; .
(3.35)
радиальное усилие
; .
(3.36)
нормальное усилие

(3.37)
Наличие осевой составляющей Fa, которой дополнительно нагружаются опоры, является недостатком косозубых колёс. Угол β ограничен пределами 8 ÷ 20˚, так как с ростом этого угла увеличивается осевая нагрузка. В шевронных зубчатых колесах этот недостаток устраняется, так как осевые нагрузки равны и направлены навстречу друг к другу. В остальном шевронные и косозубые передачи аналогичны, за исключением угла β, который ограничен пределами в 25 ÷ 40˚.
Для нарезания прямых и косых зубьев используют один и тот же инструмент, поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении n – n (рисунок 3.12) совпадает с профилем прямого зуба. Это позволяет теоретическим путем косозубое колесо заменить эквивалентным прямозубым с делительным диаметром
,
(3.38)
и числом зубьев

(3.39)
Расчёт на контактную прочность
Поскольку косозубое колесо может быть заменено эквивалентным прямозубым, то это позволяет использовать рассмотренную ранее методику расчета прямозубых колес на контактную прочность для расчета косозубых с учетом конструктивных особенностей этих колес. В основе этого расчета лежит формула Герца

(3.40)
где Епр – приведенный модуль упругости материала колес; μ – коэффициент Пуассона; qn – удельная нагрузка; ρпр – приведенный радиус кривизны боковой поверхности зубьев.
Удельная нагрузка с учетом формулы (3.28)
.
(3.41)
По аналогии с прямозубыми колесами, выражая в формуле (3.10) значение d1 через диаметр эквивалентного колеса dv1 по выражению (3.38), получим

(3.42)
Сравнивая отношение qn / ρпр для прямозубых и косозубых колес, находим
.
(3.43)
Таким образом, указанные отношения отличаются друг от друга коэффициентом
.
(3.44)
Это коэффициент повышения прочности косозубых колес по контактным напряжениям по сравнению с прямозубыми. В соответствии с формулой (3.14)
.
(3.45)
При некоторых средних значениях β = 120, εα = 1,5 и КНα = 1,1 получаем ZHβ = 0,85.
По аналогии с прямозубыми передачами из выражения (3.18) можно получить стандартное уравнение проверочного расчета для косозубых передач (ГОСТ 21354 – 87):
.
(3.46)
где ZM – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных колес; ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; коэффициент, Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Последние два параметра определяют по выражениям:
,
(3.47)
Принимая в качестве проектного параметра межосевое расстояние и применяя подстановки: Т2 = Т1u, d1 = 2aw / (u ± 1) и b2 = ψbaaw, где ψba – коэффициент ширины венца колеса, получим из уравнения (3.45) стандартное выражение (ГОСТ 21354 – 87):
.
(3.48)
где Ка = 43 – коэффициент.
Коэффициент ψba и величину aw согласуем со стандартными значениями этих параметров.

Расчет на изгибную выносливость

Формула проверочного расчета косозубых передач имеет вид
.
(3.49)
где YFβ – коэффициент, учитывающий повышенную прочность косозубых колёс… где Yβ = 1- β0 / 140 – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев; KFα – коэффициент распределения…





Конические зубчатые передачи



Общие сведения

Применяются в передачах, оси валов которых пересекаются под межосевым углом Σ = 900.
Конические колеса бывают с прямыми и круговыми зубьями.
Основное преимущество этих передач – возможность передавать нагрузку при перпендикулярных осях.
Основные недостатки – более сложная технология изготовления и монтажа. Для нарезания зубьев требуются специальные станки и инструменты. Кроме допусков на размеры необходимо выдерживать допуски на углы делительных конусов δ1 и δ2. Также в этих передачах затруднено размещение опор. Поэтому одно из колёс выполняется на консольном валу, что увеличивает нагрузки на валы и опоры.
По опытным данным, нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет ≈ 0,85 цилиндрической. Однако, несмотря на это она имеет широкое применение в машиностроении.

Рисунок 3.13 – Схема конического зацепления


Передаточное число при межосевом угле Σ = 900 определяют по выражениям:
.
(3.52)
Основные геометрические размеры прямозубых конических передач зависят от модуля и числа зубьев. При этом модуль является переменной величиной. В этой связи размеры конических колес определяют по внешнему торцу зуба и его средней части.
В качестве основного принимают внешний окружной модуль me и средний модуль m ≈ 0,857me. При известном числе зубьев шестерни и колеса определяют:
внешний делительный диаметр
; ;
(3.53)
внешнее конусное расстояние
;
(3.54)
среднее конусное расстояние
,
(3.55)
где b – ширина зубчатого венца колеса;
,
(3.56)
где Kbe – коэффициент ширины зубчатого венца;
средние делительные диаметры
; .
(3.57)
Силы в зацеплении определяют по размерам в среднем сечении зуба шестерни (рисунок 3.13). По этой схеме окружные силы
.
(3.58)
Радиальная сила на шестерне и осевая на колесе
;
(3.59)
Осевая сила на шестерне и радиальная на колесе
.
(3.60)
Форма зубьев конических колес в нормальном сечении такая же, как у цилиндрических, поэтому прямозубое коническое колесо может быть приведено к эквивалентному цилиндрическому. При этом диаметры эквивалентных колес
; ,
(3.61)
а число зубьев
; .
(3.62)


Расчет на контактную прочность

где Епр – приведенный модуль упругости материала колес; μ – коэффициент Пуассона; qm – удельная нагрузка; ρпр – приведенный радиус… Удельная нагрузка распределяется неравномерно по длине зуба конических колес,…


Расчет на изгибную выносливость

где ΘF – коэффициент вида конических колес (для прямозубых колес ΘF = 0,85; для колес с круговыми зубьями ΘF = 1,0). Остальные… В качестве проектного параметра обычно используют внешний окружной модуль.… Полученное значение me можно не округлять до стандартного значения. При этом в силовых конических передачах…





Червячные передачи



Общие сведения

Червячная передача это механизм, предназначенный для сообщения вращательного движения валам, оси которых скрещиваются под углом 900. Движение в этих передачах осуществляется по принципу винтовой пары: винтом является червяк 1, а гайкой – червячное колесо 2 (рисунок 3.15). Зубья колеса имеют вогнутую форму, что увеличивает длину контактной линии и повышает прочность зубьев на изгиб.

Рисунок 3.15 – Схема червячного зацепления
Преимущества:
1. Возможность получения больших передаточных чисел в одной ступени.
2. Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции.
3. Плавность зацепления и бесшумность работы.
3. Возможность самоторможение
5. Высокая кинематическая точность
Недостатки:
1. Сравнительно низкий КПД (при однозаходном червяке до 0,5).
2. Необходимость применения для венцов колёс дорогостоящих антифрикционных материалов
3. Повышенный износ и склонность к заеданию.
4. Значительное выделение тепла в зоне зацепления.
5. Повышенные требования к точности сборки, необходимость регулировки зацепления.
Классификация:
1. По расположению червяка относительно колеса различают передачи с нижним, верхним и боковым расположением червяка.
2. В зависимости от формы основной поверхности различают цилиндрические и глобоидные червяки.
3. В зависимости от формы профиля витка цилиндрического червяка передачи бывают с архимедовым, эвольвентным и конволютным профилем.
4. В зависимости от направления линии витка червяка – левые и правые.
5. В зависимости от числа заходов – одно- и многозаходные передачи.
Эти передачи применяют в машинах, где по условиям компоновки необходимо передать движение между скрещивающимися валами. Они имеют широкое распространение в грузоподъемных машинах, станкостроении, автомобилестроении и т. п. Передаваемая мощность не превышает 50 ÷ 60 кВт. Передачи повышенной мощности невыгодны из-за больших потерь и сильного нагрева. Поэтому рекомендуется использовать в машинах периодического действия.
Червяки изготавливают, как правило, за одно целое с валом, что увеличивает жесткость, прочность и снижает их стоимость.
Каждый червяк характеризуется шагом p = πm, где m – модуль, который выбирается по стандарту. Многовитковые червяки характеризуются ходом линии витка: ph = pz1, где z1 – число заходов (z1 = 1, 2 и 4).
Делительный угол подъема линии витка червяка
,
(3.72)
где q – коэффициент диаметра червяка.
Из выражения (3.72) можно определить делительный диаметр червяка
,
(3.73)
Откуда следует, что коэффициент диаметра червяка q = z1 / tgγ и равен числу модулей в делительном диаметре червяка
Значения q стандартизированы и связаны с модулем по ГОСТ 2144 - 76. Рекомендуется принимать q ≥ 0,25z2, где z2 – число зубьев колеса.

Рисунок 3.16 – Расчетная схема червяка
Диаметр вершин витков червяка
.
(3.74)
Диаметр впадин витков червяка
.
(3.75)
Длина нарезной части червяка зависит от числа заходов червяка. При z1 = 2
.
(3.76)
Червячные колеса чаще изготавливают составными – бронзовый венец 1 и чугунный колесный центр 2 (рисунок 3.17).

Рисунок 3.17 – Расчетная схема червячного колеса

В качестве исходных параметров используют число зубьев колеса z2 и модуль зацепления m, который должен быть таким же, как у червяка.
Делительный диаметр
.
(3.77)
Диаметр вершин зубьев
.
(3.78)
Диаметр впадин зубьев
.
(3.79)
Максимальный диаметр колеса
.
(3.80)
Ширина зубчатого венца при z1 = 1 и 2
.
(3.81)
Межосевое расстояние
.
(3.82)
Значения аw стандартизированы.
Предварительно значения модуля принимают из условия: и согласуют со стандартным рядом.
К.п.д. червячной передачи по аналогии с винтовой передачей определяют по выражению
.
(3.83)
где ρ´ - приведенный угол трения.
Согласно этому выражению к.п.д. растет с увеличением угла подъема и уменьшением угла трения. Поэтому рекомендуется применять смазку и антифрикционные материалы. На предварительном этапе проектирования к.п.д. можно определить по формуле
.
(3.84)
где u – передаточное число, которое можно найти по выражению
.
(3.85)
Из этого выражения следует, что при z1 = 1 передаточное число u = z2, что не достижимо в обычных зубчатых передачах. Значения u стандартизированы.

Рисунок 3.18 – Усилия в зацеплении червяка и колеса
Согласно схеме, показанной на рисунке 3.18, в зацеплении червячной пары действуют следующие усилия:
окружная сила на червяке и осевая на колесе
.
(3.86)
окружная сила на колесе и осевая на червяка
.
(3.87)
радиальная сила на червяке и колесе
.
(3.88)
нормальная сила к поверхности зуба колеса
.
(3.89)


Расчет червячных передач на контактную прочность

Червяк проверяют на жесткость, рассматривая его как балку на двух опорах. При помощи эпюр изгибающих и крутящих моментов определяют наиболее опасное… В процессе эксплуатации в червячных передачах чаще наблюдается износ и… Так как износ и заедание зависит от величины контактных напряжений, то основным критерием работоспособности червячных…

Расчет червячных передач на изгибную выносливость

где Ft2 – окружное усилие на колесе; mn = m cosγ – нормальный модуль; b2 - ширина колеса; КF – коэффициент нагрузки; Yε ≈ 0,7 –…

Тепловой расчет

Тепловой расчет сводится к решению задачи теплового баланса:
,
(3.98)
где Qвыд – количество теплоты, выделяемой передачей в секунду или тепловая… Qотв – количество отводимого тепла или мощность теплоотдачи.


А) передачи с трением скольжения

Материалы винта и гайки должны представлять антифрикционную пару, т. е. иметь низкий коэффициент трения и повышенное сопротивление износу. Материал… Для точных перемещений узлов в обоих направлениях гайки изготавливают…


Б) передачи с трением качения



Рисунок 3.21 – Винтовая передача качением: 1 – гайка; 2 – винт; 3 – перепускной канал.






Планетарные зубчатые передачи


Рис 3.22 – Схема планетарной передачи
Планетарная передача (рисунок 3.22) состоит из подвижного центрального колеса 1 с наружными зубьями, сателлитов 2,…





Волновые зубчатые передачи


Рисунок 3.23 – Схема волновой передачи
Волновая передача состоит из жесткого неподвижного колеса 1 с внутренними зубьями; гибкого неподвижного колеса 2 с…

Глава 4. Ременные передачи







Общие сведения

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью.
Ременная передача (рисунок 4.1) состоит из ведущего 1 и ведомого 2 шкива, закрепленных на валах и связанных гибкой связью 3. В качестве гибкой связи используются плоские, клиновые, круглые, поликлиновые и зубчатые ремни.
Принцип действия ременных передач основан на использовании сил трения между ремнем и шкивами. Одним из основных условий работы передачи является наличие предварительного натяжения ремня.

Рисунок 4.1 – Схема ременной передачи
Преимущества:
1. Простота конструкции и эксплуатации.
2. Возможность передачи мощности на определенное расстояние.
3. Плавность и бесшумность работы
4. Предохранение от перегрузок вследствие проскальзывания.
5. Малая стоимость и отсутствие смазки.
6. Смягчение вибраций, толчков и ударов вследствие упругости ремня
Недостатки:
1. Значительные габариты.
2. Непостоянство передаточного числа из-за упругого проскальзывания ремня.
3. Наличие натягивающего устройства.
4. Повышенные нагрузки на валы и опоры.
5. Низкая долговечность ремня (2000 ÷ 3000 час.).
Область применения: транспортные машины, легковые автомобили, сельскохозяйственная техника и др. Ременные передачи используют в приводных станциях в качестве быстроходных передач, т. к. это меньше сказывается на их габаритах.
Классификация:
1. В зависимости от формы поперечного сечения различают плоскоременные, клиноременные, круглоременные, поликлиновые и зубчатые ременные передачи.
2. В зависимости от конструктивного исполнения различают: открытые, перекрестные, полуперекрестные и угловые передачи.


Приводные ремни


Рисунок 4.2 – Конструктивное исполнение ремней
Плоские ремни типа А применяют при скоростях до 30 м/с и они состоят из нескольких слоев прокладок 1 (рисунок 4.2, а),…

Сравнительная оценка плоскоременной и клиноременной передачи


Рисунок 4.3 – Взаимодействие со шкивом плоского (а) и клинового (б) ремня
Вследствие натяжения плоского ремня элементарная сила трения о поверхность шкива (рисунок 4.3, а):
,


Кинематика ременных передач

где υ1 и υ2 окружные скорости шкивов
, ,
(4.5)
где n1 и n2 – частота вращения шкивов.
Учитывая, что υ2 = υ1 (1 – ε), определим передаточное число

(4.6)


Геометрические параметры передачи

где Т1 – момент крутящий на шестерне.
Диаметр ведущего шкива клиноременной передачи зависит от типа ремня… Межосевое расстояние плоскоременной передачи
.
(4.8)


Усилия и напряжения в ремне


Рисунок 4.4 – Схема нагружения ременной передачи
При рабочем ходе происходит перераспределение натяжений в ветвях ремня: натяжение в ведущей ветви увеличивается до F1,…

Напряжения в ремне

- напряжение от предварительного натяжения ремня
.
(4.20)
для плоских ремней σ0 = 1,5 ÷ 1,8 МПа, клиновых – σ0 = 1,2… - напряжение от окружной силы (полезное напряжение)
.
(4.21)






Критерии работоспособности и расчет ременной передачи

Тяговая способность ременной передачи оценивается по кривым скольжения и КПД (рисунок 4.5). Эти кривые устанавливают зависимость коэффициента…
Рисунок 4.5 – Кривые скольжения и к.п.д. ременной передачи.


Расчет плоскоременных передач

где b – ширина ремня; δ – толщина ремня; [σt] – полезное допускаемое напряжение для проектируемой передачи.
Последний параметр находят с учетом значений допускаемых полезных напряжений
… определяемых путем испытаний стандартной ременной передачи (u = 1; α = 1800; σ0 = 1,8 МПа; υ = 10 м/с;…

Расчет клиноременных передач

где Р1 – передаваемая мощность на ведущем шкиве; Рр – расчетная мощность; Сz - коэффициент, учитывающий количество ремней.
Расчетную мощность, передаваемую одним ремнем, для проектируемой передачи… где – Р0 – номинальная мощность; Сα – коэффициент угла обхвата; СL – коэффициент длины ремня; Сu – коэффициент…





Критерии работоспособности и расчет ременной передачи

Тяговая способность ременной передачи оценивается по кривым скольжения и КПД (рисунок 4.5). Эти кривые устанавливают зависимость коэффициента…
Рисунок 4.5 – Кривые скольжения и к.п.д. ременной передачи.


Расчет плоскоременных передач

где b – ширина ремня; δ – толщина ремня; [σt] – полезное допускаемое напряжение для проектируемой передачи.
Последний параметр находят с учетом значений допускаемых полезных напряжений
… определяемых путем испытаний стандартной ременной передачи (u = 1; α = 1800; σ0 = 1,8 МПа; υ = 10 м/с;…

Расчет клиноременных передач

где Р1 – передаваемая мощность на ведущем шкиве; Рр – расчетная мощность; Сz - коэффициент, учитывающий количество ремней.
Расчетную мощность, передаваемую одним ремнем, для проектируемой передачи… где – Р0 – номинальная мощность; Сα – коэффициент угла обхвата; СL – коэффициент длины ремня; Сu – коэффициент…

Глава 5. Цепные передачи







Общие сведения

Это передачи зацеплением с гибкой связью. Передача состоит из ведомой 1 и ведущей 2 звездочки и охватывающей их цепи 3, состоящей из соединенных шарнирно звеньев 4, что обеспечивает гибкость цепи ( рисунок 5.1).

Рисунок 5.1 – Схема цепной передачи
Преимущества:
- возможность передачи больших мощностей на значительные расстояния (до 8 м);
- более компактная конструкция;
- отсутствие проскальзывания;
- относительно малые силы, действующие на валы;
- возможность передачи движения нескольким звездочкам.
Недостатки:
- неизбежность износа шарниров цепи при плохой смазке, что приводит к удлинению цепи за счет увеличения шага цепи;
- неравномерность хода;
- необходимость тщательного монтажа и ухода;
- повышенный шум вследствие ударов звеньев цепи при входе в зацепление;
- сравнительно высокая стоимость.
Области применения: сельскохозяйственные машины, транспортные машины, станки и др. В приводных станциях чаще устанавливают после редуктора.
Классификация:
- по назначению: приводные и тяговые;
- по типу цепи: роликовые, втулочные и зубчатые;
- по количеству рядов цепи: однорядные и многорядные;
- по знаку передаточного отношения: понижающие и повышающие;
- по конструкции: открытые и закрытые.


Приводные цепи


Рисунок 5.2 – Роликовая приводная цепь
Роликовые цепи применяют при скоростях до 15 м/с. При больших нагрузках и скоростях применяют 2-х, 3-х и 4-х рядные…

Основные параметры цепных передач

где n1 и n2 – частота вращения звездочек; z1 и z2 – число зубьев звездочек.
Из выражения (5.1)
,
(5.2)
Рекомендуется u ≤ 4.






Критерий работоспособности и расчет цепных передач

- износ шарниров, приводящий к удлинению цепи за счет увеличения шага и, как следствие, к нарушению зацепления цепи с зубьями звездочек;
- усталостное разрушение пластин из-за ударной нагрузки при обегании роликами… - усталостное выкрашивание и разрушение ролика;


Глава 6. Валы и оси







Общие сведения

В современных машинах наиболее часто используют вращательное движение. Вращающиеся детали направляются и поддерживаются в пространстве при помощи валов и осей.
Вал – деталь машины, предназначенная для передачи крутящего момента и поддержания установленных на ней деталей (зубчатых колес, звездочек, шкивов и т. п.).
Ось – деталь машины, предназначенная только для поддержания установленных на ней деталей. Оси могут быть неподвижные (ось блока) и подвижные (вагонная ось).
Классификация валов и осей:
- по геометрической форме – прямые, коленчатые и гибкие;
- по конструкции – гладкие и ступенчатые;
- по типу сечения – сплошные и полые.
Элементы конструкции.Опорные части валов (рисунок 6.1) называются цапфами. При этом концевые цапфы 1 называются шипами, промежуточные 2 – шейками, а осевые – пятами. Пяты бывают сплошные и кольцевые. На посадочных поверхностях 3 располагают насаживаемые детали (подшипники, муфты и т. д.). Выходные концы 4 валов бывают цилиндрические и конические. Переходные участки между ступенями валов выполняют в виде буртиков 5, канавок 6 или галтелей. На торце валов выполняют фаски 6.

Рисунок 6.1 – Схема вала
Основным материалом для изготовления валов и осей служат углеродистые и легированные стали, подвергнутые термообработке: сталь 40, 45, 40Х, 40ХН, 30ХГТ и др.






Расчетные нагрузки и методы расчета валов и осей

На валы и оси при эксплуатации действуют нагрузки в виде сосредоточенных и распределенных сил радиального и осевого направления, а также изгибающие… На практике получили распространение следующие методы расчета валов:
- проектный (предварительный);


Расчет валов и осей на жесткость.

В качестве примера ниже приведены допускаемые значения прогиба для вала с зубчатым зацеплением и углом поворота для шарикоподшипников.

Рисунок 6.3 – Прогиб вала под зубчатым колесом


Глава 7. Подшипники.







Подшипники скольжения



Общие сведения

Конструктивно подшипники скольжения являются парой вращения (рисунок 7.1) . Такая пара состоит из опорного участка вала (цапфы) 1 и собственно подшипника (вкладыша) 2, внутри которого скользит цапфа. Вкладыш при помощи стопорного винта 3 закреплен внутри корпуса машины 4. По сквозному отверстию 5 подается смазочный материал в маслораздаточную канавку 6. В процессе вращения вала этот материал равномерно распределяется по окружности цапфы и образует масляный слой 7. Наиболее ответственным элементом подшипника скольжения является вкладыш, который изготавливают из антифрикционного материала.

Рисунок 7.1 – Конструкция подшипника скольжения
Преимущества:
- способны работать при высоких скоростях и давлениях;
- менее чувствительны к ударной и вибрационной нагрузке;
- способны работать в агрессивной среде и воде;
- могут выполняться разъемными;
- обеспечивают бесшумность работы;
- имеют минимальные радиальные размеры.
Недостатки:
- нуждаются в систематической и непрерывной смазке, особенно при высоких скоростях и нагрузках;
- при работе в условиях пониженных температур возрастает пусковой момент из-за повышенной вязкости масла;
- имеют более высокие потери на трение и износ.
По конструктивному исполнению подшипники делятся на неразъемные, разъемные и самоустанавливающиеся.
Подшипники скольжения применяют в качестве опор высокоскоростных машин (центрифуги, шлифовальные станки и др.), коленчатых валов и валов больших диаметров. При высоких требованиях к точности работы валов (шпиндели станков), при ударных и вибрационных нагрузках, а также в качестве опор валов тихоходных малоответственных механизмов. При работе в химически-агрессивных средах.


Режимы работы подшипников


Рисунок 7.2 – Зависимость коэффициента трения от коэффициента λ (кривая… Эта кривая показывает изменение коэффициента трения в подшипнике в зависимости от комплексного показателя –…

Способы организации режима жидкостного трения в подшипниках



Скольжения

Известны два способа создания режима жидкостного трения в подшипниках скольжения: гидростатический и гидродинамический.

Рисунок 7.4 – Гидростатический подшипник


Нагрузочная способность и условный расчет подшипников скольжения.

Расчет на износостойкость выполняется по среднему условному давлению между цапфой и вкладышем, что гарантирует не выдавливание смазочного… где Fr – радиальная нагрузка; d – диаметр цапфы; l – длина вкладыша; ψ =… В качестве проектного параметра обычно принимают диаметр цапфы
.
(7.4)






Подшипники качения



Общие сведения

Типовой подшипника качения (рисунок 7.6, а) состоит из наружного 1 и внутреннего 3 колец, между которыми расположены тела качения 2. Для предохранения тел качения от соприкосновения между собой их отделяют друг от друга сепаратором 4. Внутреннее кольцо подшипника устанавливают на валу, а наружное – в корпусе машины. Это позволяет трение скольжения заменить на трение качения и существенно снизить потери на трение.

Рисунок 7.6 – Подшипники качения
Подшипники качения стандартизованы. Основные стандартные размеры: d и D - внутренний и наружный диаметр, B – ширина колец. Подшипники изготавливают в условиях высокоспециализированного массового производства на подшипниковых заводах.
Преимущества:
- малые потери на трение, высокий к.п.д., незначительный нагрев;
- высокая надежность и нагрузочная способность;
- высокое качество и экономичность в результате массового производства;
- малые габаритные размеры в осевом направлении;
- более простой уход и меньший расход смазки в эксплуатации;
- высокая степень взаимозаменяемости, что облегчает монтаж и ремонт машин.
Недостатки:
- ограниченная быстроходность из-за чрезмерного нагрева и действия центробежных сил;
- пониженная долговечность при ударных и вибрационных нагрузках;
- относительно большой диаметральный размер и неразъемность конструкции;
- шум при больших оборотах;
- ненадежность работы в агрессивных средах.
Классификация:
- по форме тел качения ( рисунок 7.6): шариковые (а, б, в) и роликовые, причем последние могут быть с роликами короткими цилиндрическими (г), коническими (д), бочкообразными (е), игольчатыми (ж) и витыми роликами;
- по направлению восприятия нагрузки: радиальные, радиально-упорные и упорные;
- по способности самоустанавливаться: несамоустанавливающиеся, самоустанавливающиеся;
- по числу рядов тел качения: однорядные, двухрядные и многорядные;
- в зависимости от габаритных размеров и нагрузочной способности, подшипники разделяются на серии: сверхлегкая, особолегкая, легкая, легкая широкая, средняя, средняя широкая и тяжелая серия;
- по ширине: особо узкие, узкие, нормальные, широкие и особо широкие.
Для всех серий внутренний посадочный диаметр одинаковый, а различаются только по наружному диаметру и ширине подшипника.


Условные обозначения подшипников

- последние две цифры, умноженные на пять, обозначают внутренний диаметр d подшипника. Это правило справедливо для цифр от 04 до 99, т. е. диаметров… - третья цифра справа обозначает серию подшипника: 1 – особо легкая; 2 –… – четвертая цифра справа обозначает тип подшипника: 0 – радиальный шариковый (если слева нет цифры, то 0 не ставится);…

Виды разрушений и критерий работоспособности подшипника

Для дорожных, транспортных, строительных и горных машин частой причиной разрушения является абразивный износ.
Разрушение сепараторов характерно для быстроходных подшипников из-за действия… Пластические деформации в виде вмятие на дорожках и телах качения характерны для невращающихся и тихоходных (n ≤…

Расчетный ресурс подшипников качения.

где n – частота вращения вала.
Под ресурсом L подшипника качения понимают такое число оборотов, которое… где С – динамическая грузоподъемность подшипника (справочная величина); р – показатель степени ( р = 3 – для шариковых…

Глава 8. Муфты







Общие сведения

Муфтой называется устройство, соединяющее концы двух валов и передающие вращающий момент с одного вала на другой без изменения его значения и направления.

Рисунок 8.1 – Схема приводной станции
Потребность в соединении валов вызвана тем обстоятельством, что большинство машин компонуют из ряда отдельных механизмов. На рисунке 8.1 показана схема приводной станции, включающая электродвигатель 1, редуктор 2 и исполнительный механизм 3. В качестве соединительных элементов используются муфты 4 и 5, которые помимо передачи крутящего момента, могут выполнять ряд дополнительных функций:
- обеспечивать включение и выключение исполнительного механизма при работающем двигателе;
- предохранять машину от аварий при перегрузках;
- уменьшать динамические нагрузки, поглощать вибрации и толчки;
- соединять валы со свободно установленными на них деталями;
- компенсировать перекосы и смещения валов.
На практике наблюдаются следующие виды отклонений от номинального (соосного) расположения валов (рисунок 8.2, а): осевое смещение (б), радиальное смещение (в), угловое смещение (г), комбинированное смещение (д).

Рисунок 8.2 – Виды отклонений валов





Классификация и порядок выбора муфт

В современном машиностроении применяется большое количество муфт, различающихся по принципу действия и управления, назначению и конструкции (рисунок 9.3).

Рисунок 9.3 – Классификация муфт
Большинство муфт, применяемых в машиностроении, стандартизовано или нормализовано. В паспортные данные на муфты указываются:
- номинальный передаваемый крутящий момент Тном;
- диапазон посадочных диаметров отверстий;
- предельная частота вращения;
- габаритные размеры, масса, значения смещений и др.
Муфты подбирают по большему диаметру соединяемых валов и расчетному моменту

(9.1)
где Т – наибольший длительно действующий момент на валу; К – коэффициент режима работы муфты, учитывающий условия эксплуатации.

Вопросы к главе 8
1. Каково основное назначение муфт в составе приводных механизмов?
2. Какие дополнительные функции способны выполнять муфты в составе приводной станции?
3. Какие наблюдаются виды отклонений валов от номинального (соосного) расположения?
4. Как классифицируются муфты по принципу действия, управлению, назначению и конструкции?
5. Каков порядок подбора стандартных муфт?

Введение к главе 9

Каждая машина состоит из отдельных деталей, которые тем или иным способом связаны друг с другом. Эти связи делятся на подвижные (различного рода шарниры, подшипники качения и скольжения, зубчатые зацепления и т. д.) и неподвижные (сварные, резьбовые, шпоночные и др.). Последние связи называются соединениями, и их наличие обусловлено целесообразностью расчленения машины на отдельные узлы и детали с целью упрощения процесса ее производства, сборки, ремонта и т. д. Например, в автомобиле содержится до 16 тыс. деталей, а в карусельном станке до 20 тысяч.
Соединения делятся на разъемные и неразъемные. Первые позволяют разъединять детали без их повреждения, а вторые – не позволяют. Выбор типа соединения обусловлен технологическими и экономическими требованиями.
От качества соединений во многом зависит надежность машины. Опытом эксплуатации отечественных и зарубежных самолетов установлено, что долговечность фюзеляжа на 85 % определяется усталостным разрушением резьбовых и заклепочных соединений. В конструкциях современных широкофюзеляжных самолетов типа ИЛ-86 используется до 700 тыс. болтов и 1,5 млн. заклепок.
Основным критерием работоспособности и расчета соединений является прочность.
При конструировании соединений необходимо стремится к обеспечению их равнопрочности с соединяемыми элементами, что позволяет на 100% использовать нагрузочную способность собранной конструкции.


Глава 9. Соединения







Сварные соединения

Применяют следующие виды сварки:
- плавлением (электродуговая, электрошлаковая, газовая, термическая);
- давлением (контактная, кузнечнопрессовая, трением).






Шпоночные и шлицевые соединения

Применяются для закрепления деталей на валах и осях и для передачи вращающего момента от вала к установленным на нем деталям (зубчатым колесам, шкивам, звездочкам, полумуфтам и т. д.).

Шпоночные соединения

Шпонка – деталь в форме бруса (рисунок 9.4), устанавливаемая в пазах двух сопрягаемых деталей и препятствующая их повороту относительно друг…
Рисунок 9.4 – Шпоночное соединение: 1 – ступица; 2 – вал; 3 - шпонка


Шлицевые (зубчатые) соединения


Рисунок 9.6 – Шлицевое (зубчатое) соединение: 1 – вал; 2 – ступица детали
Преимущества:






Резьбовые соединения

К основным преимуществам резьбовых соединений относится:
- возможность создания больших осевых сил сжатия деталей при небольшой силе,… - удобная форма и малые габариты резьбовых деталей;


Момент завинчивания

Момент завинчивания Тзав, который создается гаечным ключом, используется на преодоление момента трения в резьбе Тр и момента трения на торце гайки… С другой стороны
Тзав = Fр∙Lкл.,
(9.13)
где Fр – усилие рабочего на конце гаечного ключа; Lкл – длина гаечного ключа.


Самоторможение винтовой пары

Момент отвинчивания с учетом трения на торце гайки по аналогии с формулой (9.17) определяют по формуле

(9.21)
Для того, чтобы в процессе эксплуатации не происходило самоотвинчивания гайки,… Для крепежных резьб значение угла подъема лежит в пределах 2,50 ÷ 3,50, а угол трения изменяется в пределах от…

К.п.д. винтовой пары

или с учетом выражения (9.11)
.
(9.24)
Затраченная работа заключается в повороте гайки на 3600

… или с учетом выражения (9.14)

(9.26)


Расчет резьбы на прочность

1. Усталостное разрушение в виде обрыва стержня винта (более 65 % случаев).
2. Срез резьбы (около 25 % случаев).
3. Смятие резьбы (около 10 % случаев).


Расчет винтовых соединений, нагруженных осевой силой

На практике могут встретиться незатянутые и затянутые резьбовые соединения:

А) расчет незатянутого винтового соединения.


Рисунок 9.14 – Схема нагружения рым-болта
В этом случае тело винта работает только на растяжение от силы F. Условие прочности определяется для наименьшего…

Б) расчет затянутого винтового соединения.

В этом случае кроме растяжения тела винта усилием затяжки Fз, происходит его закручивание в результате действия момента трения в резьбе Тр. Момент… В результате в теле винта возникают напряжения сжатия и кручения:
… и развивается сложное напряженное состояние. Эквивалентное номинальное напряжение в этом случае определяется по…

Расчет резьбового соединения нагруженного силами, сдвигающими детали



В плоскости стыка

Условием надежности этого соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Конструктивно соединение может быть выполнено в 2-х вариантах:

А) винт поставлен с зазором.

Рисунок 9.15 – Болтовое соединение, работающее на сдвиг (болт поставлен с зазором)
В этом случае внешняя нагрузка F уравновешивается силами трения Fтр в стыке,… где f – коэффициент трения в стыке; z – число болтов; i – число стыков.


Б) винт поставлен без зазора.


Рисунок 9.16 – Болтовое соединение, работающее на сдвиг (болт поставлен без… Тело винта будет работать на срез и смятие. Условие прочности на срез
.
(9.42)






Фрикционно-винтовые (клеммовые) соединения

Принцип действия клеммовых соединений основан на использовании сил трения, развивающихся между цилиндрическими поверхностями за счет затяжки… Преимущества:
1. Не требуются шпонки.






Соединения деталей с натягом

Натяг образуется за счет положительной разности диаметра вала и отверстия во втулке (рисунок 9.18, а).
N = A – B > 0
(9.56)
… После сборки соединения диаметр d становится общим для вала и втулки. При этом…






Основы конструирования







Содержание и порядок конструирования

Конструирование – это творческий процесс создания машин, механизмов в технических документах (обычно в виде чертежей). Оно производится по следующим этапам:
Таблица 10.1 – Стадии и этапы конструирования
Стадии разработки
Этапы работ
1. Техническое предложение

2. Эскизный проект

3. Технический проект






4. Рабочая КД:
· Опытного образца (партии) изделия, предназначенного для серийного, массового или единичного производства
· Серийного (массового) производства.
Анализ ТЗ. Патентный поиск. Выявление вариантов возможных решений и их сравнительная оценка по показателям качества.
Технико-экономическое обоснование.
Рассмотрение и утверждение.
Разработка принципиальных конструктивных решений. Макетирование. Обоснование выбора оптимального варианта изделия.
Подтверждение и уточнение предъявляемых к изделию требований.
Принятие окончательных решений по принципу действия, основным параметрам и показателям качества.
Выявление технических решений, необходимых для полного представления о конструкции разрабатываемого изделия.
Выполнение необходимых расчетов, принципиальных схем, схем соединений и др.
Разработка, изготовление и испытание макетов.
Выявление номенклатуры покупных изделий.
Оценка технического уровня и качества.
Разработка КД для изготовления опытного образца (опытной партии)
Изготовление и предварительные испытания опытного образца (партии).
Пробные испытания опытного образца (партии).

Изготовление и испытание установочной серии по документации с литерой «01» (или «02»)






Основные требования, предъявляемые к машине на стадии



Проектирования

Необходимо учитывать, что любое изделие, отвечающее своему назначению, может быть выполнено во многих вариантах. Для выбора оптимального варианта… Моделирование начинается с определения величин, значениями которых можно… 1. Наиболее высокие эксплуатационные показатели.






Особенности конструирования деталей при различных



Способах изготовления

Общие технологические требования к конструкции деталей и узлов:
- необходимо предусмотреть при изготовлении деталей возможность использования… - максимально приблизить размеры заготовки к окончательным размерам и свести механическую обработку к минимуму;


Механически обрабатываемые детали


Рисунок 10.1 – Конструкции шестигранных гаек
Конструкцию деталей сложной формы целесообразно делать составной, если это не противоречит выполнению других…

Особенности конструирования литых изделий

Механическую обработку литых изделий стараются свести к минимуму путем максимального приближения формы заготовки к форме детали. Для этого… - в местах механической обработки выполняют специальные приливы (выступы над… - для облегчения извлечения готового изделия из формы выполняют литейные уклоны;


Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данный конспект лекций Вы можете использовать для создания шпаргалок и подготовки к экзаменам.

Доработать Узнать цену работы по вашей теме
Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме :

Пишем конспект самостоятельно:
! Как написать конспект Как правильно подойти к написанию чтобы быстро и информативно все зафиксировать.

Другие популярные конспекты:

Конспект Основные проблемы и этапы развития средневековой философии
Конспект Проблема познаваемости мира. Гносеологический оптимизм, скептицизм, агностицизм. Взаимосвязь субъекта и объекта познания
Конспект Понятие финансовой устойчивости организации
Конспект Внутренняя политика первых Романовых.
Конспект ПРОБЛЕМЫ КВАЛИФИКАЦИИ ПРЕСТУПЛЕНИЙ
Конспект Понятие мировоззрения, его уровни и структура. Исторические типы мировоззрения
Конспект Синтагматические, парадигматические и иерархические отношения в языке
Конспект Тема 1.2. Плоская система сходящихся сил. Определение равнодействующей геометрическим способом 13
Конспект Происхождение человека. Основные концепции антропосоциогенеза. Антропогенез и культурогенез.
Конспект Общая характеристика процессов сбора, передачи, обработки и накопления информации