Проектирование и расчет различных пластмассовых изделий

СОДЕРЖАНИЕ
Введение
1.Проектированиеи расчет корпусных деталей машин и приборов
2.Малогабаритныекорпусные детали коробчатой формы
3.Учет нагревапластмассовых корпусов при их проектировании
4.Крупногабаритные корпусные изделия
5.Расчет элементов, находящихся под различными видаминагружения5.1 Растянутые элементы5.2 Растянуто-изгибаемые элементы
5.3 Сжатые стержневые элементы
5.4 Изгибаемые элементы5.5 Сжато-изгибаемые элементы
6.Расчет и проектирование пластмассовых емкостей7.Расчетемкостей из стеклопластиков
8.Расчет и проектирование передач движения с использованием пластмасс8.1 Зубчатые передачи8.2 Волновые передачи 8.3 Червячные передачи 8.4 Ременные передачи
9.Расчет и проектирование пластмассовых элементов трубопроводнойарматуры
9.1 Расчет цилиндрических элементов
9.1.1 Расчет упругого состояния цилиндрического элемента9.1.2 Расчет упругопластического состояния цилиндрическогоэлемента
9.2 Последовательность оценки влияния максимального давленияна работоспособность пластмассовой арматуры
10.Пластмассовые опоры скольжения и качения10.1 Расчет и проектирование несмазываемых подшипниковскольженияВывод
Литература

 
Введение
Тема контрольной работы«Проектирование и расчет различных пластмассовых изделий».
Цель работы – научиться проектировать ирасчитывать корпусные детали машин и приборов из пластмассы, малогабаритныекорпусные детали коробчатой формы, крупногабаритные корпусные изделия, расчетэлементов, находящихся под различными видами нагружения, расчет пластмассовых емкостей, расчет передач движенияс использованием пластмасс, расчет пластмассовых элементов трубопроводной арматуры,расчет пластмассовых опоры скольжения и качения и др.
Материал дисциплины базируется на изучении высшейматематики, прикладной механики, химии и физики полимеров, технологии иоборудования переработки пластмасс и эластомеров в изделия.

 
1.Проектирование и расчет корпусныхдеталей машин и приборов
Применение корпусныхдеталей из пластмасс является одним из перспективных направлений использованияпластмасс в машиностроении. Такие детали представляют собой кожухи и коробки.Их форма и размеры определяются условиями размещения в них необходимых узлов, атакже технологическими соображениями. Корпусные детали из пластмасс широкораспространены не только в промышленности, но и в быту.
Выбор основныхконструктивных параметров и форм корпусных деталей определяется их назначениеми сводится к расчетам на жесткость и температурные деформации. При этомпринимается, что:
1) силовые факторы,действующие на корпусную деталь, следует рассматривать как сосредоточенные,приложенные в одном сечении;
2) деформации корпусныхдеталей зависят от соотношения размеров таких деталей;
3) деформации деталей, укоторых один из размеров значительно больше двух других, рассматриваются какдеформации брусьев;
4) деформации деталей, укоторых два размера значительно больше третьего, рассматриваются как деформациипластин;
5) деформации деталей, укоторых все три габаритных размера одного порядка, рассматриваются какдеформации коробок, состоящих из пластин некоторой постоянной приведеннойжесткости.

 
2.Малогабаритные корпусные детали коробчатой формы
Основные конструктивныепараметры определяются исходя из условия обеспечения жесткости стенок придействии заданных нагрузок:
ε = k0·k1·k2·k3·P·a2·(1– μ2) / (E·h3) ≤ [σ] / E,
где    ε –деформация стенки корпуса под действием сосредоточенной нагрузки Р;
[σ], E иμ – соответственного допускаемое напряжение на изгиб, модуль упругости икоэффициент Пуассона полимерного материала, из которого изготовлена коробка;
а – половина большегоразмера наружной грани коробки;
h – расчетная толщина стенки корпуса;
k0– коэффициент, учитывающий влияние жесткостиотдельных граней и защемление сторон;
k1 — коэффициент, учитывающий влияние нагруженных иненагруженных отверстий;
k2 — коэффициент, учитывающий влияние бобышки нажесткость корпуса;
k3 — коэффициент, учитывающий влияние прилитых к стенкеребер.
Значения k0приводятся в таблицах, где учитывается: 1) способсоединения нагруженной грани с остальными; 2) соотношение размеров нагруженнойграни; 3) соотношение размеров коробки; 4) точки приложения силы.
Значения k1 и k2 определяются по номограммам, дляпользования которыми необходимо знать величины:
H/h, Ha/h, D2/(2a·2b), D/d, r/a,

где    H, h, D, a, b, r – геометрическиехарактеристики изделия;
На – активнаявысота бобышки, которая также определяется по специальным номограммам.
Использование Навместо Н объясняется тем, что в высоких бобышках, как и в ребрах, напряжение нераспространяется на весь объем полимерного материала, и нагруженная иненагруженная бобышки находятся в разных напряженных состояниях.
Численные значения k3 выбираются с учетом следующих рекомендаций:
1)  для ребер под бобышками, черезкоторые подается основная нагрузка, если ребро прилито к соседней стенкеодинаковой толщины с основной стенкой – k3 = 0,8 – 0,9.
2)  Для ребер, предназначенных дляувеличения общей жесткости стенок – k3 = 0,75 –0,85. Меньшие значения берутся для систем пересекающихся ребер, большие – длясвязанных между собою ребер.

 
3.Учет нагрева пластмассовых корпусовпри их проектировании
Нагрев происходитвследствие выделения тепла при трении механизмов (зубчатых колес, манжет,подшипников). Интенсивное нагревание снижает прочность, жесткость, твердость иведет к потере работоспособности пластмассовых корпусов.
Уменьшение нагревадостигается увеличением теплоотводящей поверхности. В основном увеличиваютнаружные поверхности, проектируя, например, их оребрение.
Увеличенную площадьповерхности можно определить по формуле:
Δt = t2 – t1= Q / {Σ [F1i /(F1i /F2i ·α2i)+ δi / λi + 1 / α1i]},
где    Q – количество тепла, выделяемогомеханизмом в единицу времени;
F1i и F2i – площади наружной и внутреннейповерхности i-той стенки;
α1i и ·α2i– коэффициенты теплоотдачи наружной и внутренней поверхности i-той стенки;
δi – толщина i-той стенки;
λi – коэффициент теплопроводностиполимерного материала, из которого изготовлен корпус;
t1 и t2 – температуры окружающей среды ивнутри корпуса;
Δt – разность температур.
Расчеты показывают, чтопри прочих равных условиях для обеспечения одинаковой температуры среды внутричугунного и пластмассового корпусов пластмассовый корпус должен иметьповерхность на 30 – 50 % большую, чем чугунный.

 
4.Крупногабаритныекорпусные изделия
В основном ихизготавливают из стеклопластиков, отличающихся повышенной прочностью ижесткостью. Из-за сложного строения и анизотропии свойств точные расчеты такихизделий очень специфичны, поэтому для них, как и для других пластмассовыхкорпусных изделий, являющихся деталями конструкций, можно использоватьупрощенные расчеты, дающие приближенные результаты. Расчеты проводятся поразличным формулам в зависимости от вида нагрузки, действующей на пластиковоеизделие, и, в основном, по отдельным элементам изделия. В расчетах используютхарактеристики сечений, которые рассчитывают по формулам:
Момент сопротивления:
W = I/zmax,
где    I – момент инерции сечения;
zmax – максимальное расстояние от среднейлинии.
Моменты инерции различныхсечений:
Прямоугольное            Iz = b·h3/12
Треугольное                           Iz = b·h3/12
Круг                             Iz = π·d4/64Круговойсектор (полукруг)                   Iz = π·r4/8
Эллипс                                            Iz = π·d b3/4
Статическим моментомплощади относительно оси называется произведение площади этого элемента нарасстояние его до этой оси.
Sz = ∫ y·dF
Для треугольникаотносительно оси, проходящей через его основание:
F = ½ ∙ b∙ h; yz = h/3 (центр тяжести);
Sz = – ½ ∙ b∙ h ∙ h/3 – b∙h2/6
Статические моментыотносительно центральных осей (осей, проходящих через центр тяжести), равнынулю.
Радиус инерции: i = √I/F

 
5.Расчет элементов,находящихся под различными видами нагружения 5.1 Растянутые элементы
Рассчитывают только напрочность:
N / Fнт £ [σ]p,
где    N – расчетное значение силы(нормативное значение, умноженное на коэффициент перегрузки);
Fнт – площадь поперечного сеченияэлемента нетто в наиболее ослабленном месте;
[σ]p– допускаемое напряжение на растяжение.5.2 Растянуто-изгибаемые элементы
Рассчитываются напрочность:
N / Fнт + M·σp / (Wнт ·[σ]и),
где    М – изгибающиймомент;
σp – действующее напряжение растяжения;
[σ]и – допускаемое напряжение при изгибе.
 
5.3 Сжатые стержневыеэлементы
 
Рассчитываются и напрочность и на жесткость.
Расчет на прочностьпроизводится по формуле:

N / Fнт £ [σ]сж,
а на устойчивость поформуле:
N / (φ·Fрас) £ [σ]сж
Коэффициент φ = [π2 ·E/σ]cж]/λ2,
где    λ – гибкость,равная отношению свободной длины элемента к его радиусу инерции:
σсж – действующее напряжение сжатия.
На практике берется таформула, которая дает наиболее неблагоприятные результаты.
Расчетное значениеплощади поперечного сечения зависит от наличия осевых ослаблений. Если ониотсутствуют или не превышают 25 % общей площади, то принимается, что Fрас = Fнт. В противном же случае площадь рассчитывается по формуле Fрас = 1,33 Fнт.
Если элемент имееттрубчатую форму, дополнительно проверяется толщина стенки δ. Во избежаниеместного выпучивания должно соблюдаться условие:
D/δ ≤ 2,2 √E∙l02/(1-μ2)·π·N),
где    D – диаметр осевой линии стенки трубы;
μ– коэффициент Пуассона;
Е/(1- μ2) =Епр – приведенный модуль упругости.
Если элемент имеет формупрямоугольной пластины, например, обшивки стен или панелей, проверкаустойчивости производится сравнением действующего усилия Тх скритической силой Ткр. Сила Тх должна быть меньше Ткрпо крайней мере в 1,5 раза.
Критическая сила,приходящаяся на единицу ширины пластины, определяется по формуле:
Ткр = k·π2·Dc/b2 ≥ kзап · Тх,
где    Dc = Eпр·δ3/12 – цилиндрическая жесткость пластины;
δ – толщинапластины;
b – ширина пластины;
k – коэффициент, зависящий от соотношениядлины пластины a, измереннойвдоль усилия, к ее ширине b.
Значения k в зависимости от отношения a/b:
a/b   0,4    0,5     0,6             0,7              0,8    0,9    1,0 и более
k       9,44            7,69  7,05           7,00            7,29  7,93            7,69
Для сжатой при изгибеобшивки (панели) действующее усилие равно:
Тх =σ·δ,
где    σ –наибольшее напряжение сжатия при изгибе.
5.4 Изгибаемыеэлементы
Рассчитываются напрочность и на прогибы. Прочностной расчет ведется и по нормальным напряжениямпо формуле:
M / Wнт ≤ [σ]и,
и по скалывающимнапряжениям:
Q · Sнт / (Iнт· b) ≤ [σ]ск,
где    Q – поперечная сила;
Sнт – статический момент сдвигающейсячасти сечения;
Iнт – момент инерции всего сеченияотносительно нейтральной оси;
b – ширина плоскости сдвига.
Прогибы от изгибающегомомента определяются по формулам сопротивления материалов. Для свободно лежащейна двух опорах балки, несущей равномерно распределенную нагрузку qн, проверка прогиба производится по формуле:
f / l = 5/384 · qн ·l3 /(E·I),
где    f – прогиб;
l – длина балки между опорами;
qн – нагрузка;
Е – модуль упругости.
Пластмассы являютсяполимерными материалами, то есть состоят из длинных цепных макромолекул,которые под действием любых деформирующих сил (растяжения, сжатия, изгиба ит.д.) сдвигаются друг относительно друга. Поэтому рекомендуется вычислятьпрогибы пластмассовых балок с учетом сдвига. Напряжения сдвига увеличиваютпрогиб пропорционально квадрату отношения высоты балки к пролету.Действительный прогиб в таком случае равен:
fo = f·(1 + A·E/G·h2/l2),
где    f – прогиб от изгибающего момента;
А – коэффициент,зависящий от способа нагружения и опирания балки, а также от формы сечения;
G – модуль сдвига.
При прямоугольном сечениибалки рекомендуются следующие значения коэффициента А:
1)для незащемленной балкина двух опорах (прогиб в середине пролета):
а) равномернораспределенная нагрузка – 0,96;
б) неравномернораспределенная нагрузка – 1,2;
2)для консоли (прогибконца консоли):
а) равномернораспределенная нагрузка – 0,4;
б) неравномернораспределенная нагрузка – 0,3.
Например, прогиб всередине пролета свободно опирающейся на две опоры балки прямоугольного сеченияпри равномерно распределенной нагрузке равен:
fо= 5/384 · qн ·l4/(E·I) ·(1 + 0,96·E/G·h2/l2)
При отсутствии данных омодуле сдвига можно пользоваться формулой, справедливой для однородныхматериалов:
E/G = 2(1 + μ) 5.5 Сжато-изгибаемыеэлементы
Рассчитываются с учетомплощадей нетто Fнт и брутто Fбр:
N/Fнт + M·σсж / (ξ·Wнт·σи) ≤[σсж],
где    ξ = 1 – N/(φ·σсж·Fбр),
N – сжимающая сила;
Wнт – момент сопротивления сечения;
σсж –действующее сжимающее напряжение;
σи — действующее изгибающее напряжение;
[σсж] –допускаемое напряжение на сжатие;
φ – коэффициент,равный (π2 · Е/σсж)/λ2.
Если изгибающий моментмал, и второе слагаемое дает меньше 10 % общей суммы, надо делать дополнительнуюпроверку на устойчивость, пренебрегая изгибающим моментом. Такая проверка можетдать менее благоприятные результаты. В этом случае при проектировании следуетпринимать меры, обеспечивающие работоспособность рассчитываемого элемента: выбратьболее прочный материал, увеличить поперечное сечение и т.д.
Прогибы сжато-изгибаемыхэлементов вычисляют по формулам для изгибаемых элементов, но увеличивают их всвязи с совместным действием сжатия и изгиба:
fo = f/ξ

 
6.Расчет и проектированиепластмассовых емкостей
Емкости различной формы иразмеров изготавливаются из химически инертных пластмасс. Формулы, используемыедля расчета и проектирования таких изделий, различаются в зависимости от формыемкости, а следовательно, от схемы приложения внутреннего давления.
Примем обозначения:
Р – давление на стенкиемкости;
U и T – меридиональная и кольцевая силы, действующие на единицудлины приложения;
σuи σт – меридиональноеи кольцевое напряжение в стенках емкости;
Δ и ψ –радиальное по главному радиусу и угловое перемещение стенок;
Е и μ – модульупругости и коэффициент Пуассона материала стенок емкости;
ρ – плотностьматериала, помещенного в пластмассовую емкость (например, жидкости);
R – радиус сферической емкости;
S – толщина стенки;
φ – угол выбраннойточки от вертикальной оси;
α – угол коническойемкости;
r – радиус цилиндрической емкости;
х – длина стенки конуса.
С учетом этих обозначенийпри расчете емкостей разных форм используются формулы:
Сферическая емкость:
U = P·R/2;T = P·R/2; σu = P·R/(2·S); σт = P·R/(2·S);
Δ = P·R/(2·Е·S)·(1-μ)· sin φ;ψ = 0

Коническая емкость:
U = P·х· tgα/2; T = P·х· tgα; σu = P·х· tgα /(2·S); σт = P·х·tgα /·S;
Δ = P·х2· sin α ·tgα /(2·Е·S); ψ –
Цилиндрическая емкость:
U = P·r/2;T = P·r; σu = P·r/(2·S); σт = P·r/·S;
Δ = P·r2/(2·Е·S)·(2-μ);ψ = 0
Цилиндрическая емкость,находящаяся под гидростатическим давлением:
U = 0; T =ρ·g·x·r; σu = 0; σт = ρ·g·x·r /·S;
Δ =ρ·g·x·r2 /(Е·S)·(1-μ)· sin φ; ψ = ρ·g·r2/(E·S)
Если предусматриваетсясварка стенок емкости, то при определении конструкторских параметров этойемкости необходимо учитывать коэффициент прочности шва φ´.
Так, при ориентировочномрасчете сферических крышек и днищ толщину стенки определяют по формуле:
S ≥ P∙D/(2,3∙[σ]∙ φ)´
Для более точных расчетоврекомендуется пользоваться формулами:
- для глухихсферических днищ и крышек (без отверстий или с отверстиями, ослабляющеедействие которых компенсируется какими-либо конструктивными элементами):
S ≥ P∙Dвн2 /(8∙[σ]∙ φ´ ·H);
- для сферическихднищ и крышек, ослабленных отверстиями:
S ≥ P∙Dвн2 /(8·z·[σ]∙ φ´ ·H),
где    Dвн – внутренний диаметр днища иликрышки;
Н – высота днища иликрышки;
z – коэффициент формы, определяемыйграфически;
- для круглойплоской крышки или днища такой же формы:
σ = 0,3· (Dб/S)2·P/y ≤[σ]
f = 0,046· Dб4·Р/(E·S3) ≤ [f]
где    Dб — диаметр днища или крышки по центрамболтов;
y – коэффициент формы, определяемыйграфически;
f и [f] – наибольший и допускаемый прогибы днища или крышки.

 7.Расчет емкостей изстеклопластиков
Такой расчет имеет свои особенности. Причинами особенностейявляются анизотропия свойств стеклопластиков и возможность ее регулирования входе изготовления изделий.
Наибольшая эффективность конструкций из армированныхпластмасс проявляется тогда, когда анизотропия механических свойств наиболее выгодносоответствует напряженному состоянию оболочки или обеспечивает ее максимальнуюжесткость по отношению к заданной нагрузке. При этом действующая нагрузкавоспринимается наполнителем и связующим пропорционально их модулям упругости Ени Есв и их объемному содержанию в полимерном материале Cн и Cсв… Так, доля усилий, воспринимаемыхсвязующим, равна:
q = Ес / [Ен·(1-Ссв)]
Так как модули упругости существующих смол и стекларазличаются в 10 – 20 раз, а оптимальное содержание связующего встеклопластиках составляет 25 – 40 % (Ссв = 0,25 – 0,40), товоспринимаемая связующим доля усилий составляет примерно 2 – 4 %. Такимобразом, несущая способность в стеклопластиковых конструкциях определяетсястеклонаполнителями. Это обусловливает специфику расчета, которая заключаетсяне в нахождении толщины стенки емкости, а в определении n — числа нитей или слоев ткани,проходящих через единичный отрезок. Число n зависит от вида намотки цилиндрических оболочек.
Примем обозначения:
Т1 и Т2 – осевое и кольцевое усилие воболочке;
f – разрушающее усилие стеклопластика;
f1 и f2 – разрывныеусилия нитей стеклоткани по основе и по утку;
n1 и n2 – плотность укладки нитей по основеи по утку;
k = f2·n2 / (f1·n1) – относительная прочность стеклоткани;
а – коэффициент, учитывающий характер нагружения емкости (а=-1 в случае осевого нагружения оболочки; а = 0 для равномерного растяженияоболочки; а = 1 для оболочки под внутренним давлением).
Усилия в стенках стеклопластиковой емкости для различныхконструкций равны:
Намотка однонаправленными стеклонаполнителями слой на слойпод оптимальным углом намоток к образующей оболочки:
Т1 = (1 + а)·Т2 = 2·f·n/(2 + а)
Намотка, когда на один слой нити, намотанный под оптимальнымуглом к образующей, накладывается N слоев под оптимальным углом:
Т1 = 2·f·n·(N +1) /(2 + а)
Намотка двумя системами ткани, которые укладываются так, чтонаправление основы ткани составляет с образующими оболочки углы φ1и φ2:
Т1 = f1·n1·( N+1)·(k + 1)/(2 + а)

 
8.Расчет ипроектирование передач движения с использованием пластмасс
Пластмассы используются втаких распространенных передачах движения, как зубчатые, волновые, червячные иременные передачи. 8.1 Зубчатые передачи
Пластмассовые зубчатыеколеса обычно применяются в случаях, когда необходимо обеспечить:
1) малый веспередачи;
2) бесшумность прибольших скоростях;
3) высокиедемпфирующие свойства;
4) способностьработать в агрессивных и абразивных средах.
Преимуществапластмассовых зубчатых колес с точки зрения технологии применения:
1) частичнаякомпенсация неточностей изготовления и монтажа;
2) малый износсопряженных деталей.
Недостаткамипластмассовых зубчатых колес, которые необходимо учитывать при проектировании,являются:
1) значительно болеенизкая по сравнению с металлическими колесами несущая способность;
2) низкаятеплопроводность;
3) возможноеразбухание при работе во влажной среде.
Обычно при проектированиизубчатых передач с пластмассовыми колесами одно из них выполняют из металла, адругое – из пластмассы. Это обеспечивает:
1) улучшениетеплоотвода;
2) более полноеиспользование свойств полимера;
3) снижение потерьна трение;
4) уменьшение износазубьев.
Для изготовленияпластмассовых колес используют текстолит, древесно-слоистые пластики,полиамиды, полиформальдегид, поликарбонат и т.п.
Основой проектированияполимерных и металло-полимерных зубчатых передач являются методы, применяемыедля металлических зубчатых передач, однако их корректируют с учетом спецификиполимерных материалов: анизотропии, неоднородность структуры и свойств из-заразличия в технологии изготовления различных партий полимерных изделий,изменения свойств пластмасс во времени.
В расчетах используюткорректирующие коэффициенты:
1) коэффициентнагрузки kн, который учитывает неравномерность распределения нагрузкипо длине зубьев и дополнительные динамические нагрузки;
2) коэффициентизноса kизн, который учитывает ослаблениесечения зуба в результате износа; принимается в пределах 1,5 – 1,8;
3) коэффициент угланаклона зуба kβ, который при угле наклона 10 – 200равен для слоисто-волокнистых пластиков 0,75 – 0,85; для термопластов – 0,7 –0,8.
Допустимое напряжениеизгиба [σ]и определяется по разрушающему напряжению и запасупрочности, но в формулу вводят коэффициенты, учитывающие технологиюизготовления kтехн, частоту нагружения kчаст, концентрацию напряжений kσ.
kтехн = 0,9 для зубчатых колес,изготовленных механической обработкой и 1,0 для литых колес.
kчаст = 0,85 – 1,0 в зависимости отколичества вхождений пластмассового зуба в зацепление.
kσ зависит от природы пластмассы. Дляполиамидов, полипропилена, полиформальдегида он равен 0,8 – 0,9, дляполикарбоната, текстолита, ДСП – 0,9 – 0,95.8.2 Волновые передачи
Пластмассовые зубчатыеколеса волновых передач имеют ряд преимуществ:
1) меньшая мощностьсил трения в зоне контакта;
2) меньшеетепловыделение и меньший нагрев поверхности зубьев;
3) расширениеобласти применения полимеров в конструкциях передач (приборы, кинематическиепередачи и т.п.);
4) снижение веса имоментов инерции вращающихся частей;
5) понижение уровняшума, колебаний и вибраций;
6) устранениеопасности коррозии и электрических наводок, например, в узлах радиоаппаратуры;
7) высокаяизносостойкость кинематических пар;
8) возможностьработы в условиях ограниченной смазки или при ее отсутствии;
9) большаятехнологичность;
10) меньшаястоимость.
При проектированииследует учитывать, что одно колесо можно изготавливать из пластика, а другое –из металла (обычно жесткое). При малых нагрузках (50 – 100 Н), низких скоростяхскольжения (0,001 – 0,1 м/с) и небольшой продолжительности включения (3 – 5 %)оба колеса можно изготавливать из пластмассы.
Все напряжения в колесеявляются переменными, и определяющим фактором является выносливость полимера,из которого изготовлено гибкое колесо.
Расчет волновой передачизаключается в: 1) определении размеров гибкого колеса и его зубчатого венца; 2)вычислении суммарного напряжения изгиба и напряжения кручения с учетом эффектаих концентрации; 3) сравнении полученных величин с допускаемыми. При выборедопускаемых напряжений обязательно следует учитывать температуру, достигаемую впроцессе эксплуатации.
Температура в зонеконтакта зубьев при установившемся режиме длительной работы не должна превышать65 0С для полиамидов, 75 0С для полиформальдегида, 85 –100 0С для эпоксидно-новолачных реактопластов. В противном случаедолжны предприниматься необходимые меры: увеличение поверхности теплоотдачи,введение вентиляционного обдува, применение жидкой смазки и т.д. – или, еслиэто возможно, должен быть облегчен эксплуатационный режим работы волновойпередачи. 8.3 Червячные передачи
Червячные пластмассовыеколеса обычно применяются при температуре менее 90 0С, скоростяхскольжения не выше 3 м/с, нагрузках не выше 3 МПа для колес из текстолита и ДСПи 1,5 – 1,8 МПа для колес из полиамида.
Наиболее перспективнымявляется конструктивное оформление пластмассовых червячных передач в видеглобоидных, так как при этом получается большой выигрыш в нагрузочнойспособности за счет увеличения площади контакта зубьев червяка и колеса.
При проектированиипластмассовых червячных передач рассчитываются напряжения изгиба одного зубаколеса при приложении к нему всей нагрузки и глобоидного червяка в горловомсечении, которые затем сравниваются с допускаемыми напряжениями на изгиб дляданного вида пластмассы.8.4 Ременные передачи
Широко применяются впромышленности. Наиболее распространены полиамидные пластмассовые ремни,которые имеют целый ряд преимуществ по сравнению с кожаными, хлопчатобумажными,прорезиненными и др. ремнями. К таким преимуществам относятся: 1) увеличениепередаваемой мощности; 2) возможность использования в агрессивных средах и прибольших окружных скоростях (до 75 м/с); 3) мягкая безударная работа; 4) отказот натяжных роликов; 5) отличная работоспособность при ударной нагрузке.
Конструктивные размерыпластмассовых ременных передач включают:
1) площадь сеченияпластмассового ремня;
2) толщину ремня;
3) диаметр меньшегошкива;
4) ширину ремня;
5) передаточноечисло.
Наибольшее напряжениеремень испытвавет в точке контакта ведущей ветви ремня с малым шкивом передачи:
σmax = σ0+ k/2 + σцбс + σизг,
где    σ0– напряжение в ремне при холостом ходе;
k – полезное напряжение;
σцбс – напряжение в ремне от центробежныхсил;
σизг – напряжение в ремне от изгиба.
Рассчитанное максимальноенапряжение сравнивается с допускаемым.
Кроме плоскоременныхпластмассовых передач, находят применение клиноременные и зубчатоременныепередачи. Их расчеты производятся с использованием экспериментально найденныхграфических зависимостей.

 
9.Расчет ипроектирование пластмассовых элементов трубопроводной арматуры
В последние годы широкоиспользуются пластмассовые трубопроводы. Для соединения различных частей труб,для нормального функционирования их необходима арматура, которая такжеизготавливается из пластиков. Наибольшее распространение как материал дляизготовления деталей трубопроводной арматуры пластмассы получили в химическоммашиностроении. Такие детали изготавливают как из термопластов, так и изреактопластов. Выбор материала обусловливается требованиями, предъявляемыми ктаким деталям, и условиями их сборки и эксплуатации. Трубы из реактопластов (текстолита,стеклотекстолита, фаолита, гетинакса и др.), изготовленные на основефенолоформальдегидных, полиэфирных и эпоксидных смол, не изгибаются по месту,не свариваются, а только склеиваются. Трубы из полиэтилена, полипропилена,винипласта и других термопластов имеют меньшую прочность, чем трубы изреактопластов, но легко обрабатываются, изгибаются по месту, свариваются исклеиваются.
Основное преимуществопластмассовых труб – их высокая коррозионная стойкость, что предопределяет сроких службы, высокие диэлектрические свойства и делает их незаменимыми припрокладке в зоне блуждающих токов. Кроме того, пластмассовые трубы значительнолегче по весу, удобны при транспортировке и монтаже.
Критериемработоспособности пластмассовых трубопроводов является выдерживаемое имидавление жидкости. Величина его существенно зависит от физико-механическихсвойств пластика, условий и режима эксплуатации, а также конструктивногооформления деталей арматуры из пластмасс.
При проектированиипластмассовой арматуры, как правило, задаются условия и режим эксплуатации,диаметр, а иногда и вся конструкция изделия. Поэтому при проектированииарматуры расчеты чаще всего сводятся к определению оптимальной толщины стенокизделия.
Пластмассовая арматура(задвижки, краны и т.п.) состоит из геометрически разных, состыкованных междусобой частей – цилиндрических, плоских и фланцевых элементов.
9.1 Расчетцилиндрических элементов
Для цилиндрическихэлементов как наиболее ответственных предусматривается определение напряжений вдвух зонах: в упругой и упругопластической. При расчете упругой зоныиспользуется рабочее (нормальное) давление, а при расчете упругопластическойзоны – максимальное (кратковременное) давление с длительностью действия неболее 200 с. Максимальное давление может возникнуть в арматуре в связи сгидравлическим ударом или аварийным состоянием всей гидравлической системы.
Определение запасовпрочности, а, следовательно, и допускаемых напряжений в первом и во второмслучаях (для различных зон) различается. За предельное состояние арматурыпринято такое состояние, при котором для всего сечения цилиндрического элементахарактерны пластические деформации. В конце расчета производят проверку насоответсвие конструктивной определенности рассматриваемой арматуры, при этом заосновное напряжение принимают тангенциальное.
9.1.1 Расчет упругогосостояния цилиндрического элемента
Различают два случая:
1.цилиндрический элемент– часть цилиндра с опорой на фланец;
2.цилиндрический элемент– часть трубы или цилиндра с опорой на дно.
При опоре на фланецбоковые стенки цилиндрического элемента испытывают осевое растяжение от усилия,вызываемого действием рабочего давления жидкости на дно и уравновешиваемого наопоре фланца. Если цилиндрический элемент опирается на дно, то осевоерастяжение воспринимается самим дном и в стенках цилиндра отсутствует. Крометого, в стенках цилиндрического элемента действуют радиальные и тангенциальныенапряжения, вызываемые внутренним давлением.
Осевые напряженияравномерно распределены по сечению и определяются по формуле:
σос = Р·[1/ (k2 – 1)],
где    Р – величинавнутреннего давления;
k = r2 / r1 – коэффициент толстостенностицилиндра;
r2 иr1 – наружный и внутренний радиусы цилиндрического элемента.
Радиальные итангенциальные напряжения достигают максимума на внутренней поверхностицилиндра. Они определяются по формулам:
σрад = Р·[1/ (k2 – 1)]·(1 — r22/ r2),
σтанг = Р·[1/ (k2 – 1)]·(1 + r22/ r2),
где    r – текущий радиус.
Эквивалентные напряжениядля внутренней поверхности цилиндрического элемента имеют следующие значения:
1)для цилиндрическогоэлемента, являющегося частью цилиндра с опорой на фланец:
σэ´= Р·k2 ·√3 / (k2 — 1)
2)для цилиндрическогоэлемента, являющегося частью трубы:
σэ´´= Р·√(3k4 + 1) / (k2 + 1)

Введем обозначения:
/>/>Sэ´ = k2 ·√3 / (k2 — 1);               Sэ´´ = √(3k4 + 1) / (k2 + 1)
Условия прочности имеютвид:
σэ´= Р· Sэ´ ≤ [σ]p
σэ´´= Р· Sэ´´ ≤ [σ]p,
где    индекс (´)относится к случаю расчета цилиндрического элемента с учетом осевогонапряжения;
индекс (´´) –к случаю расчета цилиндрического элемента без учета осевого напряжения;
[σ]p — допускаемое напряжение нарастяжение.9.1.2 Расчет упругопластического состояния цилиндрическогоэлемента
Значение давления, прикотором в цилиндрическом элементе начинают возникать пластические деформации:
(Р1)s = (σтк / √3)∙(k2 – 1) / k2,
где    σтк – предел кажущейся текучестиполимерного материала (с учетом условий эксплуатации).
Значение давления, прикотором исчерпывается несущая способность цилиндрического элемента:
(Р2)s = (2σтк / √3) / ln k
Предел кажущейсятекучести материала определяется по формуле:
σтк = σр / 2kэ,
где    σр — предел прочности на растяжение;
kэ – коэффициент влиянияэксплуатационных факторов.
Коэффициент kэ определяется как произведение значений частныхкоэффициентов влияния, учитывающих влияние среды, времени, скорости нагружения,температуры эксплуатации и т.д.:
kэ = kс∙kt ∙kv∙kT
Значения частныхкоэффициентов влияния приводятся в специальных таблицах.
9.2 Последовательностьоценки влияния максимального давления на работоспособность пластмассовойарматуры
 
1) Определяетсязначение максимального гидростатического давления в системе;
2) вычисляютсязначения (Р1)sи (Р2)s;
3) сравниваютсязначения Рmax созначениями (Р1)sи (Р2)s;
4) если Рmax ≤ (Р1)s, то расчет цилиндрического элементаограничивается расчетом по упругим напряжениям;
5) если (Р2)s > 1,15 Рmax, то расчет прекращается, так какцилиндрический элемент находится в недопустимо напряженном состоянии (предельном);
6) если (Р2)s ≥ Рmax ≥ (Р1)s, то производится дальнейший расчет сучетом упругопластического состояния цилиндрического элемента трубы.
При этом можетнаблюдаться 2 случая:
Случай А: Рmax = (Р1)s, т.е. имеет место течениеполимерного материала на внутреннем волокне. В общем случае, все видынапряжений рассчитываются по общей формуле:
σi = Si·Pmax,
где    Si– безразмерный коэффициент напряжений, определяемый дляразных видов напряжений по формулам:
-для тангенциальныхнапряжений по внутренней поверхности трубы:
Sт´ = (k2 + 1) / (k2 –1)
-для тангенциальныхнапряжений по наружной поверхности трубы:
Sт´´ = 2 / (k2 –1)
-для осевых напряжений повнутренней и наружной поверхностям трубы:
Sос´ = Sос´´ = 1 / (k2 –1)
-для радиальныхнапряжений по внутренней поверхности трубы:
Sрад´ = –1
-для радиальныхнапряжений по наружной поверхности трубы:
Sрад´´ = 0
Случай Б: Рmax = (Р2)s, т.е. имеет место пластическоесостояние полимерного материала по всему сечению цилиндрического элемента. Всевиды напряжений рассчитываются по общей формуле:
σi = Si·Pmax,
где    Si– безразмерный коэффициент напряжений, определяемый дляразных видов напряжений по формулам:
-для тангенциальныхнапряжений по внутренней поверхности трубы:
Sт´ = (1 – ln k) / (ln k)
-для тангенциальныхнапряжений по наружной поверхности трубы:
Sт´´ = 1 / (ln k)
-для осевых напряжений повнутренней поверхности трубы:
Sос´ = (1 – 2 ln k) / (2 ln k)
-для осевых напряжений понаружной поверхности трубы:
Sос´´ = 1 / (2 ln k)
По рассчитанным видамнапряжений определяют эквивалентное напряжение.

 
10.Пластмассовые опорыскольжения и качения
 
В основном этоподшипники, которые имеют целый ряд преимуществ по сравнению с другими видами.Наиболее распространены подшипники скольжения благодаря низкой стоимости,простоте технологического процесса сборки, низким потерям на трение, высокойизносостойкости, хорошей демпфирующей способности, возможности эксплуатации безсмазки.
Выбор основныхконструктивных параметров пластмассовых подшипников скольжения сводится копределению величины зазора между сопрягаемыми поверхностями вала и подшипника.Величину зазора назначают исходя их условий обеспечения нормальной работысоединения в заданных условиях эксплуатации.
При проектированииобязательно следует учитывать специфику физико-механических свойств пластмасс.Пластмассовые изделия при воздействии температуры изменяют размеры на величину,в 5 – 10 раз большую, чем металлические. Обладая специфической особенностьюадсорбировать влагу воздуха, масло, бензин, изделия из пластмасс набухают, чтотакже изменяет их размеры. Даже при нормальной температуре изделия из пластмассмогут существенно изменять размеры под нагрузкой вследствие ползучести. Изменениенаружного (внутреннего) диаметрального размера пластмассового элемента узлатрения может происходить из-за натяга внутреннего (наружного) размера.
Из-за этого впластмассовых подвижных соединениях необходимо различать сборочные иэксплуатационные размеры, причем между ними может наблюдаться существеннаяразница.
Расчет и проектированиепластмассовых подшипников скольжения производят в следующей последовательности:
1) расчетоптимальной величины эксплуатационного зазора;
2) расчет тепловогорежима в узле трения и установление необходимости его охлаждения;
3) определениевеличины сборочного зазора в соединении.
Исходными данными длярасчета являются: 1) диаметр и длина соединения, а также толщина вкладыша,заданные по конструктивным соображениям, которые связаны с условиями компоновкиузла или условием обеспечения устойчивости пластмассового элемента при егозапрессовке в металлическую обойму или напрессовке на вал; 2) нагрузка наподшипник и число оборотов вала; 3) вид смазки (минеральные или консистентныемасла, вода) или отсутствие смазки.10.1 Расчет и проектирование несмазываемыхподшипников скольжения
Сводится к определениювеличины зазора из условия прочности пластмассового вкладыша и тепловогорасчета, обеспечивающего нормальную работу узла трения.
Толщина стенки вкладыша:
S = (0,05 – 0,07)·dв,
где    dв – диаметр вала.
Диаметр гнезда подвкладыш подшипника:
Dгн = dв + 2·S
Найденный диаметр гнездаокругляется до значения, предусмотренного рядом предпочтительных чисел, с цельюизготовления отверстия при помощи инструмента в соответствии с действующимиГОСТами.
Внутренний диаметрподшипника при запрессованном вкладыше:

dпр = dв + Δ,
где    dпр – внутренний диаметр вкладыша послезапрессовки;
Δ – рекомендуемаявеличина сборочного зазора в сопряжении вал – вкладыш; определяется по ГОСТ.
Наружный диаметрвкладыша:
D = Dгн + δ,
где    δ –рекомендуемая величина натяга.
Подшипники скольжения изпластмасс относятся к классу тихоходных: чем выше число оборотов вала, темменьше нагрузка, которую может выдержать подшипник (при 3 об/мин – 35 МПа, при1500 об/мин – 0,5 МПа). При сравнительно невысокой прочности самого полимерапластмассовые подшипники обеспечивают значительную грузоподъемность. Этосвязано с тем, что благодаря мягкости полимера контакт между валом и вкладышемпроисходит по площади значительной величины, что приводит к небольшой концентрациинапряжений в зоне контакта. Опасным сечением пластмассового вкладыша являетсясередина зоны контакта.
Радиальная деформациястенки вкладыша, т.е. перемещение вала под нагрузкой, равна:
Ucт = Δ/2 · (1/cos β – 1),
где    β – половинаугла контакта, рад.
Наибольшая относительнаядеформация материала вкладыша:
ε = Δ·β/ (2·R·S)· (1/cos β – 1),
где    S – толщина стеки вкладыша.
Радиальное напряжение:
τr = Р / (R·L·l)· [2/3·(tg β – β) / (π– β) + 1/cos β – 1],
где    L – относительная характеристика зоныконтакта, равная:
L = P·S / (E·b·l);
Р – нагрузка;
Е – эффективный модульупругости;
В – радиус гнездавкладыша;
l – длина подшипника.
Упрощенно L можно рассчитать через β:
L = sin β — β/ cos β – 4 sin β / 3(π — β)·(tg β — β)
Значения L в зависимости от β приводятся в специальных таблицах.
Тангенциальное напряжениеравно:
τт = 1/3·τr
Осевое напряжение равно:
τт = 2/3·τr= 2·τт
По этим напряжениямрассчитывают эквивалентное напряжение и сравнивают его с допускаемым.
Тепловой расчетпластмассового подшипника имеет целью определение максимальной температуры,возникающей при работе подшипника, и сравнение ее с температурой, допускаемойдля данного типа пластика.
Количество выделяемоготепла может быть рассчитано по формуле:
Q = f · d · P · n · Z,
где    f – коэффициент трения в паре сталь — пластик;
d – диаметр вала;
Р – полная нагрузка наподшипник;
n – число оборотов ала в минуту;
Z – угловой коэффициент, определяемыйдля вкладыша с разрезом по формуле:
Zр= (β – tg β) / L;
для сплошного вкладыша поформуле:
Zс = [(3π + β) / 3·(π – β)]·(β– tg β) / L
Приближенно можнопринимать Zр = 0,510; Zс = 0,565.
Если рассматриватьтепловой баланс подшипника, работающего при установившемся режиме, и считать,что выделяющееся в зоне контакта за счет трения тепло отводится в окружающуюсреду с некоторой поверхности F,можно получить:
Q = π · d · l · aпр · Δt
Δt = tп – tо,
где    d и l – геометрические размеры подшипника;
tп – температура в зоне трения подшипника;
tо – температура окружающей среды;
апр –приведенный коэффициент теплопередачи, который можно рассчитать по формуле:
апр = 1 / [1/2λ1 ·d· ln D/d + 1/ (aп·ψп) + ав·ψв],
где    λ1– коэффициенттеплопроводности пластмассового вкладыша;
ап и ав– коэффициентытеплоотдачи с поверхности корпуса подшипника и вала;
ψп иψв — коэффициенты развитости поверхности корпуса подшипника ивала, равные:
ψп = Fп /f;                       ψв = Fв / f,
где    Fп и Fв – площади поверхности подшипника ивала, участвующие в теплообмене с окружающей средой.
Для облегченияопределения значения приведенного коэффициента теплопередачи рекомендуетсяпользоваться специальными номограммами.
Решая совместно двауравнения, получим:
tп = tо + P·v·f / (d·l·aпр)
Рекомендуется, чтобыΔt не превышала 20 – 30 0Сдля подшипников с вкладышами из термопластов и 40 –60 0С изреактопластов. В противном случае производят корректировку размеров иконструкции подшипника или замену полимерного материала.

Вывод
В процессе выполненияконтрольной работы мы научилисьпроектировать и расчитывать корпусные детали машин иприборов из пластмассы, малогабаритные корпусные детали коробчатой формы,крупногабаритные корпусные изделия, расчитывать элементы, находящиеся подразличными видами нагружения, расчитыватьи проектировать пластмассовые емкости, расчитывать передачи движения сиспользованием пластмасс, расчитывать и проектировать пластмассовые элементытрубопроводной арматуры, расчитывать пластмассовые опоры скольжения и качения идр.

Литература
1. Альшиц И.Я. и др.Проектирование изделий их пластмасс. – М.: Машиностроение, 1979. – 248с.
2. Зенкин А.с. и др.Допуски и посадки в машиностроении. К.: Техніка, 1990. –320 с.
3. Штейнберг Б.И. идр. Справочник молодого инженера-конструктора. – К.: Техніка, 1979. – 150 с.
4. Лепетов В.А.,Юрцев Л.И. Расчет и конструирование резиновых изделий. М.: Химия, 1987. – 408с.