авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 | 2 ||

«В.В. З а р е ц к и й ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА ДЕТАЛИ МАШИН У ч еб н о е п о с о б и е С ан к т-П етер б у р г 2012 ...»

-- [ Страница 3 ] --

Подшипник скольжения - опора, в которой опорная поверхность вала скользит по поверхности подшипника. Такой подшипник (рис. 3.12) состоит из корпуса 1, вкладыша 2 и смазывающего устройства 3 и 4.

Основным элементом подшипника является вкладыш. Материалы вала и вкладыша должны составлять антифрикционную пару, задача кото­ рой уменьшать износ вала и коэффициент трения при работе. Втулки и вкладыши изготовляют из металлических материалов (бронза, баббит, анти­ фрикционный чугун), металлокерамики (железо- и бронзографит, то есть пористые материалы, насы­ i щаемые минеральным маслом и способные долго работать без подвода смазки) и неметаллических Рис. 3.12. Подшипник материалов (текстолит, пластмасса).

скольжения Преимущества подшипников скольжения: высокая надёжность при переменных и динамических нагрузках;

такие подшипники легче и проще в изготовлении, бесшумны, хорошо гасят колебания. Недостатки: большой расход цветных металлов, повышенные пусковые моменты.

Различают работу подшипника в режиме граничной I, смешанной II или жидкостной III смазки (рис. 3.13). Подшипники скольжения в режиме смешанной смазки используют для валов больших диаметров, на которые отсутствуют стандартные подшипники качения, или когда скорости вра­ щения превышают допустимые для подшипников качения на данный диа­ метр вала (ручной шлифовальный инструмент). Применяют подшипники скольжения в разъёмных опорах (шейки коленчатых валов), при работе с ударными и вибрационными нагрузками (паровые и газовые турбины, насосы, компрессоры, прокатные станы).

Рис. 3.13. Режимы работы подшипника скольжения (диаграмма Герси-Штрибека) Подшипники, работающие в режиме жидкостного трения, проекти­ руют на основе гидростатической или гидродинамической теории смазки.

Гидродинамическая теория смазки подшипников скольжения и других де­ талей, работающих со смазкой, была разработана проф. Н.П. Петровым.

Расчёт подшипников при их работе в режиме жидкостного трения является предметом специальных курсов и здесь не рассматривается.

Критериями работоспособности и расчёта подшипников скольже­ ния являются износостойкость и теплостойкость. Исходными данными для проектирования подшипника скольжения являются: диаметр опорного участка вала d, мм;

частота вращения вала n, об/мин;

наибольшая из ради­ альных опорных реакций вала Fr, Н;

материал вала с указанием твёрдости поверхности скольжения.

Последовательность расчёта опор скольжения:

1. Определяют скорость скольжения в подшипнике v, м/с, v = 7vdn/ 60000.

2. Из таблиц справочника выбирают материал вкладыша по условию v [v] и выписывают характеристики допустимых величин удельного давле­ ния [р], МПа, и удельной работы сил трения [pv], МПа*(м/с).

3. По величине допустимого удельного давления [p] определяют мини­ мальную длину вкладыша lm = Fr / ([p]d). Конструктивную длину вкла­ in дыша l и ширину корпуса подшипника назначают по условию l lm in.

4. Проверяют износостойкость подшипника по условию р = Fr / (d'l) [p], где l и d - длина и внутренний диаметр вкладыша, мм;

и теплостойкость подшипника по условиям pv [pv] и t [t], где t —температура смазки в подшипнике, °С.

5. Зазор в подшипнике согласовывают с одной из посадок ЕСДП (см. с.

85). Выбирают из таблиц стандарта разъёмный или неразъёмный корпус подшипника скольжения и оформляют чертёж подшипникового узла.

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ, ИХ ПОДБОР И РАСЧЁТ История подшипников качения уходит в древние века (пе­ ремещения грузов при помощи подкладывания под груз брёвен или роликов). Великий Л. да Винчи изобрёл подшипники качения, но тех­ нических возможностей для изготовления их в то время не было. В конце XIX - начале ХХ века с началом массового производства вело­ сипедов и автомобилей возникла потребность в подшипниках не­ больших размеров и массы, с минимальным сопротивлением враще­ нию, но достаточно прочных и износостойких, что и привело к массо­ вому изготовлению подшипников качения. Были разработаны различ­ ные конструкции и типы подшипников, созданы методики их подбора и расчёта, регламентированные специальными стандартами.

В Европе заводы по массовому изготовлению подшипников ка­ чения появились в Германии в 90-х годах XIX в., в Англии - в 1906 го­ ду. В Швеции в 1907 году была основана крупнейшая фирма Svenska Kullagerfabriken (SKF) по производству подшипников. В 1931 г. в СССР был построен Первый Государственный подшипниковый завод.

Подшипники качения позволяют снизить потери на трение, заме­ нив трение скольжения в режиме смешанной смазки (коэффициент трения f « 0,10...0,15) на трение качения (коэффициент трения « 0,010...0,015).

Преимущества подшипников качения: меньшие моменты при пуске, экономия цветных металлов, высокая степень стандартизации и взаимоза­ меняемости, большая долговечность и КПД. Недостатки: высокие кон­ тактные напряжения при работе, большие диаметральные размеры, мень­ шая способность гасить колебания и вибрации. Материалы колец и тел ка­ чения - легированные стали марок ШХ9, ШХ15 и др. Твёрдость колец и тел качения составляет 58...66 HRC3, шероховатость 0,05...0,1 мкм.

Шариковые радиальные под­ шипники (рис. 3.14, а) воспринимают значительную радиальную нагрузку и небольшую осевую нагрузку в обоих направлениях. Они недороги и находят очень широкое применение в различ­ ных машинах и механизмах.

Шариковые и роликовые ради­ альные сферические подшипники (рис.

3.14, б, ж ) предназначены для восприя тия больших радиальных нагрузок, они Рис. 3.14. Основные типы допускают значительный (до 4°) прогиб подшипников качения вала без заклинивания в опорах.

Шариковые радиально-упорные и роликовые конические подшип­ ники (рис. 3.14, в, е) отличаются большой грузоподъёмностью, предназна­ чены для восприятия комбинированных нагрузок одного направления, но требуют регулировки опор при сборке.

Шариковые упорные подшипники (рис. 3.14, г) воспринимают только осевые нагрузки, хорошо работают на вертикальных валах.

Роликовые радиальные подшипники обладают большой радиальной грузоподъёмностью. Их выпускают с короткими цилиндрическими роли­ ками (рис. 3.14, д) и с длинными цилиндрическими роликами (игольчатый подшипник - рис. 3.14, з).

Для одного и того же диа­ метра выпускают подшипники различных серий (рис. 3.15), от­ личающиеся габаритными разме­ рами и грузоподъёмностью. Се­ рии по диаметру: особо лёгкая, лёгкая, средняя, тяжёлая;

серии по ширине: лёгкая широкая, Рис. 3.15. Серии подшипников качения средняя широкая и др.

по диаметру и по ширине ^ ^ ^ Условное обозначение подшипника может содержать до восьми цифр: О - О ОО О О ОО, где две первые цифры (считая, справа налево), умноженные на 5, показы­ вают внутренний диаметр подшипника в пределах от 20 до 495 мм. Третья цифра - серия подшипника по диаметру, четвёртая - тип подшипника, пя­ тая и шестая - конструктивная разновидность подшипника, седьмая цифра - серия подшипника по ширине.

Восьмая цифра (проставленная через тире) указывает на класс точ­ ности подшипника. Основные классы точности изготовления подшипни­ ков качения в порядке возрастания точности обозначают цифрами: 8, 7, 0, 6, 5, 4, 2. Обычно применяют подшипники нормального класса точности, обозначаемого 0. Для назначения повышенного класса точности требуется техническое и экономическое обоснование, поскольку стоимость подшип­ ника возрастает с увеличением точности в геометрической прогрессии.

Нули в условном обозначении подшипника до первой значащей циф­ ры не проставляют.

Пример обозначения подшипника № 2306. Тип 2 - роликовый ради­ альный с короткими цилиндрическими роликами, 3 - средней серии с внутренним диаметром d = 30 мм (06 х 5), нормального класса точности.

Элементы подшипников качения (шарики, ролики и дорожки колец) испытывают контактные напряжения при циклически меняющейся нагруз­ ке. Основная причина отказов - усталостное выкрашивание рабочих по­ верхностей колец и тел качения, при работе в абразивной среде - износ.

При проектировании машин подшипники качения не конструиру­ ют, а подбирают из числа выпускаемых либо по статической грузо­ подъёмности, либо по динамической грузоподъёмности.

Подбор подшипников по статической грузоподъёмности произ­ водят при частоте вращения вала n 1 об/мин. Из каталога выбирают тип подшипника, а по диаметру цапфы dn его типоразмер сначала лёгкой се­ рии. Выписывают для него значение базовой статической грузоподъёмно­ сти С0г, кН, и производят оценку подобранного подшипника по условию С Or Р0 — где P0 = X 0Fr + Y 0Fa - действующая статическая нагрузка, кН\ Х0 и Y0 - коэффициенты соответственно радиальной Fr и осевой нагрузки Fa;

их принимают по каталогу на подшипники.

Если условие не выполняется, переходят на типоразмер подшипника средней (затем - тяжёлой) серии.

Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности.

Исходные данные - усилия, действующие на опоры валов: Fr - мак­ симальная из двух радиальных опорных реакций вала, кН;

Fа - осевая сила, действующая на подшипник, кН;

dn - диаметр шейки вала под подшипни­ ком, мм.

Последовательность подбора и расчёта подшипников для приводов и редукторов общего назначения при требуемых ресурсах Lh 12000 ч.

1. Выбирают тип подшипника в зависимости от характера нагрузок и особых требований к подшипнику, вытекающих из условий его эксплуа­ тации (самоустанавливаемость, способность обеспечить осевое перемеще­ ние вала, условия монтажа).

Рекомендации по выбору типа подшипника качения:

• при Fa 0,3Fr принимают радиальный подшипник с углом контакта тел качения Р = 0;

• при Fa 0,3Fr принимают шарикоподшипник радиально-упорный или роликоподшипник конический (угол контакта Р = 1 0. 17°).

2. Подбор типоразмера подшипника из стандарта по диаметру цап­ фы dn под подшипником начинают с лёгкой серии. Выписывают из таблиц значение базовой динамической грузоподъёмности Сг, кН, и базовой ста­ тической грузоподъёмности C0, кН.

При установке на валу радиально-упорных подшипников необходи­ мо рассчитать осевую нагрузку, действующую на подшипник в зависимо­ сти от схемы установки подшипников («враспор» или «врастяжку»). Эта дополнительная осевая сила реакции Ба вызвана наличием угла наклона тел качения р.

Определяют отношение Fа / Fr, а также отношение Fa / C0 и по табли­ цам справочника принимают коэффициент осевого нагружения ех в зави­ симости от величины отношения Fa / C0. При этом осевая сила на подшип­ ник по направлению действия осевой силы в зацеплении может составлять Fa = Fa + Ба. Далее рекомендуется проведение расчёта каждого подшип­ ника с конкретными нагрузками, действующими на него, то есть величи­ нами Fa и Fr.

3. Рассчитывают эквивалентную нагрузку на подшипник РЭ, кН.

Эквивалентная нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшип­ ников - это условная постоянная радиальная нагрузка, при приложении которой к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом и неподвиж­ ным наружным подшипник будет иметь такую же долговечность, что и при действительных условиях нагружения.

Осевая сила не оказывает влияния на величину эквивалентной нагрузки Рэ, пока отношение Fa / Fr не превысит величины ех, то есть • если отношение Fa/F r ех, то Рэ = V F rK БК Т, • если отношение Fa / Fr ex, то Рэ = СCVFr +YFAJ EK T, • для упорных подшипников величина P3 = F aK EK T.

В этих формулаз: Х и Y - коэффициент радиальной и осевой нагрузки со­ ответственно (по таблице справочника);

V - коэффициент вращения коль­ ца: при вращении внутреннего кольца с валом V = 1, в противном случае V = 1,2;

КБ - коэффициент безопасности;

КБ = 1,0.2,5 в зависимости от характера нагрузки;

КТ = 1,0.1,0 5 температурный коэффициент.

4. Проверяют ресурс подобранного подшипника по условию 10б ( С, v L Ь, 60 п К р э J где Lh - потребный ресурс в часах;

р - показатель степени (для шарико­ подшипников р = 3, для роликоподшипников р = 3,33).

Если L ^p^ Lh, следует выбрать подшипник с большим значением динамической грузоподъёмности, то есть поменять серию подшипника с лёгкой серии на среднюю или тяжёлую.

При небольших ресурсах, когла требуемая величина Lh 8000 ча­ сов, можно подбирать подшипник качения по условию Рэ ^ Сп КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ Работоспособность подшипников качения во многом определяется рациональностью конструкции подшипникового узла. Подшипниковые узлы (см. рис. 3.16) кроме подшипников включают в себя корпусы с крышками, детали для крепления колец подшипников, защитные и сма­ зочные устройства. Высокая надёжность подшипников достигается лишь в том случае, если для них обеспечен точный монтаж, правильное смазыва­ ние и тщательное уплотнение узла.

Для установки подшипников применяют неразъёмные и разъёмные корпуса из серого чугуна марок СЧ21, СЧ24. Сборка узла с неразъёмным корпусом не всегда удобна. Разъёмные корпуса облегчают монтаж валов и корпусом не всегда удобна. Разъёмные корпуса облегчают монтаж валов и допускают регулировку зазоров в подшипнике. К рыш ки подшипников изготавливают из стали или чугуна. Различают крышки привёртные и за­ кладные, глухие и с отверстиями для установки уплотнения. Размеры крышек определяются в зависимости от наружного диаметра подшипника.

Размеры корпусов и крышек подшипников стандартизованы.

Подшипниковый узел можно сконструировать так, что он станет фиксирующим или плавающим. Фиксирующие опоры ограничивают осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. Плавающие опоры допускают осевое перемещение в одну или обе стороны, за счёт свободы смещения наружного кольца подшипника.

Рис. 3.16. Ведущий вал ленточного конвейера Например, фиксирующая опора (правая на рис. 3.16) ограничивает перемещение вала в обоих направлениях. В плавающей (левой) опоре внутреннее кольцо подшипника жёстко закреплено на валу, а наружное свободно смещается в корпусе вдоль оси вала. Такая конструкция приме­ нима при любом расстоянии между опорами и значительных температур­ ных деформациях вала. Её широко применяют для валов зубчатых передач, для приводных валов ленточных и цепных конвейеров и т.д.

В зависимости от осевой нагрузки, скорости вращения и принятой конструкции подшипникового узла внутренние кольца подшипников на валу крепят различными способами. А именно: посадкой с натягом, круг­ лыми шлицевыми гайками, концевыми шайбами, упорными пружинными кольцами (ГОСТ 13942-86, 13943-86), которые закладывают в канавки в разведённом состоянии и другими способами Совершенствование смазывания и высокое качество уплотнений это наиболее дешёвое средство для повышения долговечности машин. Ос­ новным видом смазочного материала для подшипников являются жидкие смазки (очищенные минеральные масла) и пластичные смазки (например, литиевые смазки ЦИАТИМ-201.ЦИАТИМ-203). Пластичную смазку в полость подшипника набивают через пресс-маслёнку. Для предотвращения вымывания консистентной смазки жидким маслом подшипник изолируют от внутренней части корпуса редуктора мазеудерживающими кольцами.

При картерном смазывании колёс в редукторах подшипники качения могут смазываться брызгами масла.

Уплотнительные устройства (рис. 3.17) предназначены для защи­ ты подшипника от загрязнений, влаги и предотвращения вытекания сма­ зочного материала. Применяют манжетные, центробежные, лабиринтные и др. уплотния или их комбинацию.

Рис. 3.17. Некоторые виды уплотнений Манжетные уплотнения из маслостойкой резины (севатина) приме­ няют при скоростях вала до 15 м/с в комбинации с маслосбрасывающим кольцом 1 (рис. 3.17, а), которое предотвращает вымывание пластичного смазывающего материала из подшипника. Щелевые уплотнения (они при­ менимы при любых скоростях) целесообразно сочетать с другими уплот­ нениями, например, с кольцом 1 (рис. 3.17, б), на внешней поверхности ко­ торого нарезана винтовая канавка, отводящая масло внутрь корпуса, или с упругими шайбами и кольцом 1 (рис. 3.17, в), перекрывающим канавку.

Посадки колец подшипников качения на вал и в корпус стандартизо­ ваны. Рекомендуются такие посадки деталей подшипниковых узлов с под­ шипниками качения: подшипника на вал L0/k6 или L0/m6, подшипника в корпус - H7/10;

стакана в корпус H7/k6, крышки в корпус H7/d10.

Валы в опоре скольжения устанавливают во вкладыш с зазором по посадкам H7/f7;

Н7/е7;

Н7/е8, а вкладыши в корпус - с натягом по посад­ кам Н7/р6;

H7/r6;

H7/s6. Параметры шероховатости поверхностей сколь­ жения валов: R = 0,6 3.1,2 5, отверстий втулок R = 1,25.2,5.

Контрольные вопросы:

1. Поясните по рис. 3.14 устройство основных видов подшипников.

2. Каковы критерии расчёта подшипников скольжения.

3. Каковы критерии подбора и расчёта подшипников качения.

4. Назовите основные детали подшипниковых узлов вала (рис. 3.16).

5. Почему одна из опор вала (рис. 3.16) называется «плавающей».

3.3. С оеди н ен и я д ет а л ей маш ин и ап п арат ов РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ И ИХ РАСЧЁТ Долговечность механизмов и машин в значительной степени определяется качеством соединения деталей. В 1840 г. англичани­ ном Витвортом была разработана система крепёжных резьб, сыграв­ шая большую роль в применении резьбовых соединений и явивша­ яся первым объектом стандартизации в машиностроении. Резьбовые соединения относятся к разъёмным соединениям.

Виды резьб и резьбовых деталей. По назначению различают сле­ дующие виды резьб (рис. 3.18): крепёжные резьбы (метрическая и дюймо­ вая), обеспечивающие прочность соединения;

кинематические резьбы (трапецеидальная, прямоугольная и упорная) - для преобразования враща­ тельного движения в прямолинейное;

трубные и арматурные резьбы (ци­ линдрическая и коническая резьба) - для обеспечения герметичности со­ единений труб и арматуры. Резьбы подразделяют на правые и левые, одно заходные и многозаходные, резьбы с крупным и с мелким шагом.

Рис. 3.18. Основные профили и геометрические параметры резьбы:

а —треугольная метрическая;

б - трубная;

в - трапецеидальная;

г - упорная;

д - прямоугольная;

е - круглая Геометрические параметры резьбы (рис. 3.18): d и D - наружный диаметр резьбы винта и гайки соответственно;

d1 и D 1 - внутренний диа метр резьбы;

d2 n D 2 - средний диаметр резьбы;

р - шаг резьбы;

p h = п-р ход резьбы, где п - число заходов;

а - угол профиля резьбы.

При обозначении резьбы указывают её вид, наружный диаметр и шаг резьбы. Например, метрическая резьба М20*1,5 - с номинальным наружным диаметром 20 мм и мелким шагом, равным 1,5 мм, трапеце­ идальная резьба: Tr30*4, упорная резьба: S30*4, трубная резьба: G1 цилиндрическая трубная резьба, размером 1 дюйм.

Резьбовые детали - болты, винты, гайки, шпильки - изготовляют из стали марок Ст3, Ст5, 35, 45, 40Х, 40ХН, 30ХНМА, титановых сплавов.

Для повышения коррозионной стойкости резьбовые детали оцинковывают, омедняют или оксидируют.

Различают (рис. 3.19) болты общего назначения для постановки в отверстие с зазором (а) и без зазора (б) и болты специального назначе­ ния: фундаментные (в), рым-болты (г) и др. Шпильки (рис. 3.19, д) имеют обычно одинаковый диаметр резьбы на обоих концах. Винты подразде­ ляют на крепёжные и установочные. Форма головок болтов и винтов пока­ зана на рис. 3.19, е. Гайки изготовляют (см. рис. 3.19): шестигранными с одной или двумя фасками (ж ), прорезными (з), корончатыми (и) и круг­ лыми (к).

Рис. 3.19. Резьбовые детали общего и специального назначения Соединения деталей винтом и шпилькой показаны на рис. 3.20, а.

Для предупреждения самоотвинчивания применяют различные способы стопорения, например, постановку контргайки или пружинной шайбы (рис. 3.20, б) и др.

Рис. 3.20. Резьбовые соединения: а - винтом и шпилькой;

б - способы стопорения;

в - опасные сечения в резьбе Основным критерием работоспособности крепёжных деталей явля­ ется прочность. Выход из строя винтов, болтов и шпилек происходит вследствие разры ва стержня по резьбе или переходному сечению под го­ ловкой болта, а также смятия или среза витков резьбы (рис. 3.20, в). В зависимости от способа сборки деталей резьбовых соединений их выпол­ няют без предварительной затяжки и с предварительной затяжкой.

Расчёт болтов для крепления кры ш ек цилиндров (рис. 3.21).

Для обеспечения плотности стыка и жёсткости соединения болты затягивают. За­ тянутый болт испытывает напряжения растя­ жения и кручения вследствие сил трения в резьбе и под головкой болта. Расчёт болта при совместном действии растяжения и кру­ чения сводится к расчёту на растяжение по увеличенной растягивающей силе. При этом полная расчётная нагрузка на болт составляет F расч = 1 3 Fза т + Л / yF _.. 5 ’ Рис. 3.21. К расчету затянутого болта где F ^ - сила предварительной затяжки болта, определяемая из условия нераскрытая стыка;

%- коэффициент внешней нагрузки, учитывающий деформации де­ талей стыка;

%= 0,4...0,5 при соединении деталей с упругой прокладкой (резина, картон), %= 0,2...0,3 при соединении без прокладки;

F = Fs / z - часть внешней силы, приходящаяся на один из z болтов.

4 F.

расч Расчётный внутренний диаметр резьбы болта d x Лп Т. 16, 18, Т14, округляют до стандартного значения из ряда d1 = 5, 6, 8, 10, 12, 2 0. мм.

Расчёт болта при нагружении соединения сдвигающими силами.

Случай 1-й. Болт установлен в отверстие с зазором (рис. 3.22, а). Боко­ вой зазор в соединении должен сохраняться при нагружении, для этого си­ ла трения должна быть больше внешней силы F, то есть FT = Fn-f F.

p Рис. 3.22. Методы постановки болтов в отверстие:

а - с зазором;

б - без зазора Нормальное давление Fn обеспечивают за счёт монтажной затяжки гайки усилием затяжки F ^ = K^F / f, где Ксд = 1,2...2,0 - коэффициент запаса по сдвигу;

f = 0,1 5. 0,25 - коэффициент трения деталей в стыке.

Расчёт болта ведут на растяжение по эквивалентным напряжениям где i - число плоскостей трения. Значение d1 округляют до стандартного.

Случай 2-й. Болт установлен в отверстие без бокового зазора (рис. 3.22, б). При возрастании нагрузки F может произойти срез стержня болта в плоскости сдвига деталей. Условие прочности здесь i - число плоскостей среза болта. Принимают внутренний диаметр резьбы d1 = 0,85dc с округлением его значения до стандартной величины.

Возможно также смятие на боковых поверхностях болта, которое предотвращается при соблюдении условия стсм [асм ].

Внимание. При одинаковой нагрузке диаметр болта, установ­ ленного в отверстие с зазором, оказывается больше примерно в 1, раза. Масса такого соединения также больше, чем при постановке болта в отверстие без зазора.

Клеммовые соединения (рис. 3.23) представляют собой фрикцион­ но-винтовые соединения по цилиндрической поверхности. Они предназна­ чены для передачи вращающего момента Т или осевой силы F. Относи­ тельному сдвигу ступицы 1 и вала 2 препятствуют силы трения на поверх­ ности контакта. Необходимое нормальное давление создаётся затяжкой винтов 3.

Рис. 3.23. Распределение давления по окружности вала в соединении При затяжке винта ступица деформируется. Вид распределения дав­ ления на вал по окружности зависит от жёсткости ступицы, а также от ве­ личины начального зазора или натяга. Рассмотрим два основных случая распределения давления.

Случай 1-й. Давление на вал (рис. 3.23, а) распределяется на не­ большой площади и его условно можно заменить равнодействующей си­ лой N. Такое распределение возникает при жёсткой ступице с большим первоначальным зазором.

Случай 2-й. Давление на вал распределяется равномерно (рис. 3.23, б). Это происходит при постановке ступицы на вал с небольшим первона­ чальным натягом.

При конструировании клеммового соединения определяют силу за­ тяжки болта Бзат в зависимости от метода сопряжения вала и клеммы.

Усилие затяжки для первого случая (рис. 3.23, а) распределения давления 1000Г 1000Г для второго случая (рис. 3.23, б) Fза т = ”m a F' = р 1 А ^ у г ' 2 zja TTzja где z = 1. 2 - число болтов в одном ряду;

обычно принимают z = 1;

f = 0,1 5.0,2 5 - коэффициент трения.

Затем рассчитывают внутренний диаметр резьбы болта из условия 5,2F и величину d1 округляют его прочности на растяжение dx FР — до стандартного значения. Здесь [ар] - допускаемое напряжение при рас­ тяжении для материала болта.

Размеры ступицы выбирают из конструктивных соображений. При этом обычно диаметр ступицы D = ( 1,5.1,8)d. Длину ступицы назначают из условия размещения болтов необходимого диаметра или определяют с учётом допускаемого среднего удельного давления [р] = 40 МПа по фор­ муле /ст 2Еза1 / (d[p]).

г Болты, как наиболее напряжённое звено соединения, рекомендуется выполнять из высокопрочной стали. Наименьший диаметр болтов при од­ ной и той же нагрузке имеет клеммовое соединение с посадкой клеммы на вал без предварительного зазора.

Контрольные вопросы:

1. Поясните основные типы крепёжных и кинематических резьб.

2. Дайте сравнительную оценку стандартных крепёжных деталей.

3. Какими методами предотвращают самоотвинчивание деталей.

3. Сравните методы расчёта болтов на прочность при различных случаях их постановки в отверстие.

4. Поясните работу клеммового соединения.

ЗАКЛЁПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ И ИХ РАСЧЁТ. Заклёпочные соеди­ нения (в паровых котлах, железнодорожных мостах и т.д.) находят широ­ кое применение. Соединение (рис. 3.24) состоит из деталей, соединённых с помощью заклёпок, вставленных в отверстия, и образуется расклёпывани­ ем стержня заклёпки. При формировании замыкающей головки стержень заклёпки плотно заполняет отверстие.

Достоинства заклёпочных соединений: хорошо работают в кон­ струкциях, подверженных вибрациям и повторным динамическим нагруз­ кам, пригодны для соединения не поддающихся сварке материалов. Недо­ статки: ослабление сечения листов отверстиями;

повышенная металлоём­ кость (масса заклёпок составляет до 5% массы конструкции);

невысокая технологичность - процесс клёпки сложнее сварки и требует большого числа подготовительных операций.

Рис. 3.24. Форма головок заклёпок: а - полукруглая, б - потайная;

виды заклёпочных швов: нахлёсточный и стыковые швы Заклёпочные соединения разделяют на прочные и прочно-плотные, последние обеспечивают также герметичность шва. По конструкции раз­ личают нахлёсточные соединения (рис. 3.24, в) и соединения с одной и двумя накладками (рис. 3.24, г и д), а также однорядные, двухрядные и многорядные швы. Заклёпки могут устанавливаться в шахматном порядке для увеличения прочности шва. Размеры заклёпок стандартизованы.

Диаметр заклёпки назначают по условию d 2 V s, где s - толщина соединяемых листов, мм, и округляют до стандартного размера. Расстоя­ ние между рядами заклёпок t = 2d + 8;

расстояние от центра заклёпки до края листа e 2d. Для повышения прочности шва под заклёпки сначала пробивают отверстия меньшего размера, а затем их рассверливают.

Обычно заклёпочное соединение нагружено продольными силами, стремящимися сдвинуть соединяемые детали относительно друг друга. За­ клёпочные швы имеют три возможных вида разрушения: срез заклёпок, вырыв заклёпкой материала из одной пластины или разрыв материала пластины вдоль линии заклёпок. При центрально действующей силе счи­ тают, что внешняя нагрузка распределяется между заклёпками равномер­ но. Заклёпки рассчитывают на срез, а трение в стыке не учитывают.

СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ И ИХ РАСЧЁТ В начале ХХ столетия происходит постепенное вытеснение за­ клёпочных соединений сварными соединениями (табл. 9). Основ­ ными видами сварки являются: сварка плавлением (электродуговая и газовая сварка) и сварка давлением (контактная сварка и сварка тре­ нием). При сварке плавлением детали соединяют с помощью рас­ плавления материала электрода и местного расплавления элементов соединяемых частей. При сварке давлением поверхности соединяе­ мых деталей в зоне сварки испытывают местную упругопластическую деформацию с разрушением поверхностного слоя. Атомы поверхно­ стей сближаются на расстояние активного взаимодействия, в резуль­ тате чего образуется металлическая связь деталей.

Таблица 9. Виды сварных соединений и обозначение швов Вид соединения Форма кромок и Толщина Обозначение и поперечного сечения деталей шва s (мм) характер шва шва 1. Стыковое, без скоса 2...5 С кромок;

шов двухсторонний 2. Стыковое, со скосом 3.6 0 С одной кромки;

шов односторонний 3. Стыковое, с двумя 8.1 0 0 С скосами одной кромки;

шов двухсторонний 4. Нахлёсточное, 2.6 0 Н без скоса кромок;

шов односторонний 5. Нахлёсточное, 2.6 0 Н без скоса кромок;

шов двухсторонний Преимущества сварных соединений в сравнении с заклёпочными:

уменьшение трудоёмкости;

возможность механизации и автоматизации процесса сварки и контроля качества шва;

рациональное использование металла. Недостатки: вероятность возникновения при сварке дефектов (не провар шва, его подрезание, шлаковые включения);

возникновение оста­ точных напряжений в деталях конструкции;

изменение механических свойств металла в зоне термического влияния. В зависимости от взаимного расположения свариваемых элементов различают следующие сварные со­ единения: стыковое, нахлесточное, угловое и тавровое.

Соединения стыковыми швами. Стыковые швы (1, 2, 3 - табл. 9) являются наиболее рациональными, близкими по прочности к целому из­ делию. Г еометрической характеристикой стыкового шва является толщина s свариваемых элементов. Стыковые сварные соединения при статическом нагружении растягивающей силой F чаще всего разрушаются в зоне тер­ мического влияния или по сварному шву. Условие прочности:

° Р = F I A = F / ( s - l ) [ c r p \, где А - площадь опасного сечения, мм ;

/ длина сварного шва, мм;

[стр] = 120 МПа - допускаемые напряжения для разрушаемого металла.


Соединения угловыми швами. В зависимости от расположения от­ носительно направления внешней силы угловые швы подразделяют на ло­ бовые, фланговые и комбинированные. Лобовой шов расположен перпен­ дикулярно, а фланговый - параллельно линии действия силы F. Комбини­ рованный шов состоит из лобовых и фланговых швов.

В зависимости от формы поперечного сечения различают угловые швы (рис. 3.25, а): 1 - нормальные, 2 - выпуклые и 3 - вогнутые. На прак­ тике чаще применяют нормальные швы, которые в поперечном сечении имеют форму равнобедренного прямоугольного треугольника. Геометри­ ческой характеристикой углового шва является катет к. По условиям тех­ нологии сварки минимальное значение катета должно составлять 3 мм. В большинстве случаев к = s.

Рис. 3.25. Параметры углового шва;

виды угловых (б) и тавровых (в) швов Угловые швы выполняют при сваривании деталей нахлёсточных, тавровых и угловых соединений, кромки которых могут не иметь скосов, что упрощает технологию.

Прочность нахлёсточных соединений угловыми швами (4, 5 - табл.

9) зависит в основном от ширины соединяемых элементов и почти не за­ висит от длины их взаимного перекрытия. Однако расположение соединя­ емых элементов внахлёстку приводит к значительном концентрации напряжений на концах соединения.

Разрушение угловых швов происходит в опасном сечении - по бис­ сектрисе а - а прямого угла. В этом сечении расчёт швов на прочность ведут по касательному напряжению среза, которое считают равномерно распределённым в опасном сечении. Условие статической прочности при действии центральной силы F можно записать в виде:

т = F / А = F /(0,7 klz ) I ;

, _= 60...80 МПа ср где /v - суммарная длина угловых швов в соединении, мм.

Из приведенного условия можно получить зависимости для проект­ ного расчёта сварного шва, то есть для определения его размеров.

Стыковые соединения, нагруженные силами и моментами. При совместном действии внешней силы F и изгибающего момента М (рис.

3.26, а) нормальное напряжение в опасном сечении сварного соединения ^тах = F /(Si) + М / W \ 'р _, где W - момент сопротивления опасного сечения при изгибе.

Расчёт сварных стыковых швов при действии центральной силы F, изгибающего М и вращающего Т моментов (рис. 3.26, б) проводят по экви­ валентным напряжениям а эк в опасном сечении, испытывающем сложное напряженное состояние. Для определения а эк обычно используют четвёр­ тую теорию прочности, согласно которой эквивалентные напряжения в опасном сечении (зона А) и условие прочности можно записать в виде:

У сгэк = + 3ткр ( из 'р + 4F где нормальные ° р = п t 2 - d ~ ^ напряжения растяжения, МПа М_ М сг нор 0, \ D3{ - d 4/ D \ W мальные напряжения изгиба, МПа;

Т Т т— - каса­ кр W„ 0,2 D 3i - d 4/ D ‘ Рис. 3.26. К расчёту сварного тельные напряжения кручения, МПа;

соединения стыковым швом [а,/] - допускаемое напряжение для при комбинированной нагрузке материала сварного шва, МПа.

Контрольные вопросы:

1. Почему сварные соединения постепенно вытесняют заклёпочные.

2. В зависимости от чего назначают диаметр заклёпки.

3. Каковы критерии работоспособности и расчёта заклёпок.

4. Поясните расчёт сварных швов по рисункам табл. 9.

КОРПУСНЫЕ д е т а л и. Корпусными называют детали, обеспечива­ ющие взаимное расположение деталей и узлов и воспринимающие основ­ ные силы, действующие в машине. Такие детали являются основными не­ сущими частями, на которых монтируют остальные узлы, механизмы и де­ тали машин, приборов и аппаратов. Корпусная деталь может иметь эле­ менты в виде стенок, рёбер, бобышек, фланцев и др. Значительные разме­ ры и непростая конфигурация делают процесс изготовления таких деталей достаточно сложным и трудоёмким. На долю корпусных деталей прихо­ дится до 80% всей массы изделия.

В зависимости от выполняемых функций корпусные детали (рис.

3.27) условно подразделяют на следующие группы:

• станины, рамы (шасси), основания, фундаментные плиты;

• колонны, кронштейны, стойки;

• коробки, крышки, защитные кожухи;

• столы, салазки, суппорты, направляющие.

Рис. 3.27. Корпусные детали: а - станины;

б - рамы;

в - основания, плиты;

г - стойки, кронштейны;

д - коробки;

е - столы, суппорты, салазки Изготавливают корпусные детали литьём, сваркой или комбиниро­ ванным способом. При большом объёме выпуска однотипных изделий предпочтительно изготовлять их методом литья, а для единичного и мел­ косерийного производства - методом сварки. Весьма эффективным явля­ ется комбинированный способ, позволяющий значительно упростить и удешевить изготовление корпусных деталей сложной конфигурации.

Назначение того или иного способа изготовления производят после срав­ нительного технико-экономического расчёта.

Основным материалом при литье корпусных деталей является се­ рый чугун, реже высокопрочные чугуны и сталь или литейные сплавы цветных металлов (алюминиевые, магниевые, цинковые и др., в частности, в космической технике применяются титан и его сплавы). Для отливок из серого чугуна, углеродистой стали, алюминиевых сплавов толщину стенок 5 (мм) можно определять по графику на рис. 3.28 в зависимости от приве­ дённого габарита детали # = 0,3(2Z+ + //), где L, B и H - соответственно длина, ширина и высота отливки (м).

Толщина внутренних рё­ бер должна быть в пределах (0,6...0,7)5, а внешних - 0,85.

Высота рёбер не должна пре­ вышать пятикратной толщины стенки. Толщину краёв стенок отливок у окон рекомендуется увеличивать для образования платиков, приливов, бобышек и Рис. 3.28. Гоафик для определения фланцев.

толщины стенки литой детали: При изменении толщины 1 - из углеродистой стали;

стенок необходимо предусмат­ 2 - из серого чугуна;

ривать плавные переходы.

3 - из алюминиевых сплавов Для сварных корпусных деталей используют углеродистые стали (ГОСТ 380-94) и углеродистые качественные стали (ГОСТ 1050-88) в виде швеллеров, листов, полос и других форм проката. При проектировании сварных конструкций необходимо учитывать появление остаточных де­ формаций как в отдельных частях, так и во всём изделии. Толщину стенок сварных корпусных изделий принимают 5св = 0,85, где 5 - толщина стенки литой детали, выбираемой по рис. 3.28.


Весьма перспективными материалами для корпусных деталей явля­ ются пластмассы и композитные материалы. Изделия из этих материалов в условиях массового производства оказываются дешёвыми, лёгкими, доста­ точно прочными и отвечающими требованиям современного дизайна.

Основными критериями надёжности корпусных деталей являются прочность, жёсткость, износостойкость и долговечность. Ввиду сложной конфигурации корпусных деталей с наличием усиливающих элементов (рёбер, бобышек и др.) значительно усложняются их расчёты на прочность и жёсткость, поэтому в ответственных случаях прочность и жёсткость та­ ких деталей определяют экспериментально. Работоспособность корпусных деталей с направляющими (столов, суппортов и т.д.) определяет их долго­ вечность по износу. Сведения по расчётам таких деталей приводятся в специальных курсах.

КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ ПРИВОДА. Несущая конструкция слу­ жит для связи в единое целое отдельных частей привода, она воспринима­ ет и передаёт на фундамент действующие нагрузки и обеспечивает пра­ вильность расположения узлов при монтаже и в процессе эксплуатации.

Сварная несущая конструкция привода называется рамой, а литая фундаментной плитой. Форма и габаритные размеры рамы или плиты определяются общей компоновкой привода. Согласно заданной схеме при­ вода и размерам соединяемых узлов (двигатель, муфта, редуктор, дополни­ тельная передача и др.) вычерчивают контур всего привода, уточняют ко­ ординаты опорных платиков и разность уровней между двигателем и ре­ дуктором. Контур рамы в плане может получиться различной формы: пря­ моугольной, Г-образной, Т-образной и т.д.

Сварные рамы экономически выгодно изготовлять при единичном и мелкосерийном производстве: металлоёмкость сварных рам примерно в два раза меньше чем литых плит. При этом используют различные профи­ ли проката: швеллеры, уголки, листы, полосы. По величине отверстий в лапах двигателя или редуктора из сортамента проката подбирают размер профиля, чаще всего швеллера. Точная установка агрегатов по высоте обеспечивается металлическими подкладками (платиками) или подставка­ ми из швеллеров, поставленных на полку или положенных на стенку.

Рамы, сваренные из профильного проката, имеют достаточную жёст­ кость, поэтому необходимость в специальных рёбрах жёсткости обычно отпадает. Для удобства монтажа и демонтажа прокатные профили, состав­ ляющие раму, устанавливают полками наружу. Крепёж рамы к фундамен­ ту осуществляется фундаментными болтами.

Это важно! Преподаватели ВУЗов обязаны учить и готовить специалистов, которых можно было бы послать на предприятие на соответствующую самостоятельную работу. Достижимо ли это? Надо прямо сказать - нет. Никакая школа не может дать готового специа­ листа, но она обязана дать основные познания, принципы, навыки и умение прилагать знания к делу. Тогда практическая работа будет для молодого специалиста той школой, в которой он и станет кон­ структором, технологом или руководителем производства.

На Западе и в США много времени тратят на дополнительную подготовку к конкретной работе. В России готовят специалистов ши­ рокого профиля, поскольку им приходится решать задачи из разных областей. При этом люди либо владеют только тем, чему их научили в университете, либо доучиваются самостоятельно, приобретя навык к учебе, который пригодится, когда человек внутри и вне стен ВУЗа станет образовывать сам себя.

Настоящее образование - только САМОобразование. Любое обучение - только стимул к САМОобучению. Как бы ни трудились преподаватели, преподнося учащимся духовные деликатесы, как бы ни разжёвывали, усвоить их или извергнуть - дело обучающихся и только их. Восточная мудрость гласит: «Можно кнутом подогнать ишака к воде, но пить его не заставит даже шайтан».

З ак л ю ч ен и е. О сн о в н ы е м ето д ы п о в ы ш ен и я р е с у р с а д е т а л е й 1. Оптимальное конструирование и упрочняющие технологии - общие методы повышения прочности:

• выравнивание напряжений по площади поперечного сечения и по объёму детали;

• применение многопоточности передачи сил (шлицы вместо тттпо нок, планетарный редуктор вместо последовательного ряда зубчатых колёс, редуктор с раздвоенной быстроходной передачей и т.д.);

• создание напряжений обратного знака путём предварительного напряжения поверхностного слоя (дробеструйная обработка, обка­ тывание шариками и роликами, наклёпывание и др.);

• механические отделочные операции (чистовое точение, шлифова­ ние, полирование и др.);

• термическая и химико-термическая обработка (закалка поверхно­ сти, цементация, азотирование, нитроцементация, цианирование и др), а также обработка ультразвуком, взрывом и т.д.

2. Оптимизация конструкции по усталостной прочности - исключе­ ние концентраторов напряжений:

• при конструировании валов предусматривать галтели;

в месте напрессовки деталей целесообразно увеличивать диаметр вала на 5%;

• шпоночные канавки выполнять дисковой, а не торцовой фрезой;

применять эвольвентные, а не прямобочные шлицы;

• при конструировании зубчатых колёс выполнять плавные переход­ ные кривые;

применять фланкированные и бочкообразные зубья;

• для болтового соединения предусматривать галтели у головки и схода резьбы, поднутрение гаек и высверливание длинных болтов;

• в сварных соединениях предусматривать разделку кромок, в угло­ вых швах давать плавные галтели.

3. Борьба с изнашиванием сопряжений - меры по замедлению износа:

• разделение поверхностей смазкой (жидкой или твёрдой);

• компенсация износа (сближение деталей при износе);

• самоустановка деталей в процессе изнашивания (колодки тормоза).

4. Мероприятия по повышению надёжности:

• разработка технологического процесса, дающего близкую к опти­ мальной шероховатость и направленность следов обработки;

• повышение точности изготовления и увеличение прилегания по макроповерхности, например, с помощью отделочных операций хонингования, шевингования, притирки и др.;

• придание поверхности пары трения формы естественного износа.

Экзаменационные вопросы и задачи 1. Классификация машин, механизмов и их деталей 2. Механические процессы и машины лесохимического комплекса 3. Теоретический анализ и синтез механизмов 4. Этапы проектирования и конструирования машин 5. П оведение м атериалов и детал ей при нагружении 6. Критерии работоспособности и расчётов детал ей машин 7. Типы расчётов деталей машин. Допускаемые напряжения 8. Кинематический и силовой анализ привода машины 9. Виды ремённых передач и их характеристика 10. Расчёт и конструирование ремённой передачи 11. Виды цепных передач и их характеристика 12. Расчёт и конструирование цепной передачи 13. Виды фрикционных передач и вариаторов 14. Расчёт и конструирование фрикционной передачи 15. Виды зубчатых передач и их характеристика 16. Расчёт и конструирование зубчатой передачи 17. Виды червячных передач и их характеристика 18. Расчёт и конструирование червячной передачи 19. Зубчаты е и червячные редукторы 20. Назначение, расчёт и конструирование валов 21. Соединение сопряжённых деталей посадками 22. Соединения вала со ступицей шпонками и шлицами 23. Муфты для соединения валов - устройство и подбор 24. Подшипники скольжения и их расчёт 25. Подшипники качения, их подбор и расчёт 26. Конструирование подшипниковых узлов 27. Резьбовы е и клеммовые соединения и их расчёт 28. Заклёпочные соединения и их расчёт 29. Сварные соединения и их расчёт 30. Корпусные детали. Конструирование рамы привода Приложения. ЕСДП. РЕКОМЕНДУЕМЫЕ ПОСАДКИ И ПРЕДЕЛЬНЫЕ ОТКЛОНЕНИЯ РАЗМЕРОВ ЕСДП. Система отверстия Рекомендуемые посадки при размерах от 10 до 500 мм Основные отклонения валов Основное т d и х z л s :-*Й;

. ш м js ь с а г * * ' Р отверстие Переходные Посадки с зазором Посадки с натягом посадки Н5 Ш Н5 Н5 ш Н Н5 Ь4 is4 к4 т 4 п g Нб Н6 Н6 ш Н6 Нб Нб Нб Ш М Н6 fS h5 js5 к5 т 5 п5 s г g5 Р ш Н7 Н7 Н Н7 Н7 ВТ Н7 Н Н7 Н Ш ш Н Ш Ш Н7 с8 d8 е7 е8 Ьб кб t тб а пб и рб гб s g Н8 Н8 gg ш Н8 ш Н8 Н8 Н8 Н8 Н ш Ш ш Н те с8 d8 е8 Ь7 h8 ь. f7 к7 т7 п7 s7 z и8 х Н Н Н8 Н Ш е9 Ь d Н Н9 Н9 Н9 Н9 Н9 ш Н fS f е8 е d9 Ь8 h гао НЮ Ш Р НЮ Ь9 Ы О d! НИ НИ Ш ш ш НИ all Ы1 ell dll Ь Ш Н Н12 Ы2 Ь П рим ечание. Предпочтительные посадки выделены полужирным.

ЕСДП. Система вала Рекомендуемые посадки при размерах от 10 до 500 мм Основные отклонения сггверстий А|В С D | В | F |G Основ­ H Js | К | M | N P R S T U ной вал Переходные Посадки с зазором Посадки с натягом посадки S5 1 4 K5 M5 N Ш Ь h4 h4 h4 h4 h4 h G6 H6 Кб M6 N П Её u Ь bS h h5 h5 h5 h5 h5 h D8 Б8 F7 F8 G7 H7 I d K7 M7 N7 R7 S Р7 И Ьб Ьб h6 h6 Ьб h6 h6 h« h6 h6 h6 Ьб Ьб h6 h D8 E8 ffi E8 K8 M8 Ш Ш Ь7 h7 h7 h7 h7 h7 h7 h7 h7 h D9 E8 E9 ES F9 H8 H Ш Ь h8 hS Ь8 h8 h8 h8 h8 h D9 Ш E9 F9 H8 Б9 HlO Ь h9 h9 h9 h9 h9 h9 h DIP H МО ЫО hlO АН ВЦ с ц D ll H ll h ll hll hll hll h ll h ll В12 H hl2 Ы2 Ы Примечание. Предпочтительные посадки выделены полужирным.

ЕСДП. Предельные отклонения разм еров от верст ий (мкм) Номиналь­ Поля допусков отверстий ные раз­ меры (мм) Н7 Н8 Н9 Н11 J s7 J s8 K7 N7 N8 P7 F8 E +18 +27 +43 +110 +9 +13 +6 -5 -3 -11 +43 + Свыше 0 0 0 0 -9 -13 -12 -23 -30 -29 +16 + до +21 +33 +52 +130 +10 +16 +6 -7 -3 -14 +53 + Свыше 0 0 0 0 -10 -16 -15 -28 -36 -35 +20 + до +25 +39 +62 +160 +12 +19 +7 -8 -3 -17 +64 + Свыше 0 0 0 0 -12 -19 -18 -33 -42 -42 +25 + до +30 +46 +74 +190 +15 +23 +9 -9 -4 -21 +76 + Свыше 0 0 0 0 -15 -23 -21 -39 -50 -51 +30 + до +35 +54 +87 +220 +17 +27 +10 -10 -4 -24 +90 Свыше 0 0 0 0 -17 -27 -25 -45 -58 -59 +36 + до +40 +63 +100 +250 +20 +31 +12 -12 -4 -28 +106 + Свыше 0 0 0 0 -20 -31 -28 -52 -67 -68 +43 + до +46 +72 +115 +290 +23 +36 +13 -14 -5 -33 +122 + Свыше 0 0 0 0 -23 -36 -33 -60 -77 -79 +50 + до ЕСДП. Предельные отклонения размеров валов (мкм) Номиналь­ Поля допусков валов ные раз­ меры (мм) h6 h9 f6 g6 f8 e9 k6 m6 n6 r6 s P 0 0 -16 -6 -16 -32 +12 +18 +23 +29 +34 + Свыше -11 -43 -27 -17 -43 -75 +1 +7 +12 +18 +23 + до 0 0 -20 -7 -20 -40 +15 +21 +28 +35 +41 + Свыше -13 -52 -33 -20 -53 -92 +2 +8 +15 +22 +28 + до 0 0 -25 -9 -25 -50 +18 +25 +33 +42 +50 + Свыше -16 -62 -41 -25 -64 -112 +2 +9 +17 +26 +34 + до 0 0 -30 -10 -30 -60 +21 +30 +39 +51 +60 + Свыше -19 -74 -49 -29 -76 -134 +2 +11 +20 +32 +41 + до 0 0 -30 -10 -30 -60 +21 +30 +39 +51 +62 + Свыше -19 -74 -49 -29 -76 -134 +2 +11 +20 +32 +43 + до 0 0 -36 -12 -36 -72 +25 +35 +45 +59 +73 + Свыше -22 -87 -58 -34 -90 -159 +3 +13 +23 +37 +51 + до 0 0 -36 -12 -36 -72 +25 +35 +45 +59 +76 + Свыше -22 -87 -58 -34 -90 -159 +3 +13 +23 +37 +54 + до 0 0 -43 -14 -43 -85 +28 +40 +52 +68 +88 + Свыше -25 -100 -68 -39 -106 -185 +3 +15 +27 +43 +63 + до 0 0 -43 -14 -43 -85 +28 +40 +52 +68 +90 + Свыше -25 -100 -68 -39 -106 -185 +3 +15 +27 +43 +65 + до 0 0 -43 -14 -43 -85 +28 +40 +52 +68 +93 + Свыше -25 -100 -68 -39 -106 -185 +3 +15 +27 +43 +68 + до Оглавление Предисловие 1. Основы проектирования машин и оборудования 1.1. Становление механики как научной дисциплины 1.2. Машины химико-лесного комплекса и их привод 1.3. Методология проектирования машин и их деталей 2. Расчёт и конструирование механических передач 2.1. Ремённые и цепные передачи 2.2. Фрикционные передачи и вариаторы 2.3. Зубчатые передачи 2.4. Червячные передачи 3. Расчёт и конструирование вспомогательных устройств привода 3.1. Валы и оси, соединения «вал - ступица», муфты 3.2. Опоры осей и валов - подшипники 3.3. Соединения деталей машин и аппаратов. Заключение. Методы повышения эффективности конструкций Экзаменационные вопросы и задачи по курсу Приложения. ЕСДП. Предельные отклонения размеров

Pages:     | 1 | 2 ||
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.