Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
1)Требования предъявляемые к современным машинам
Повышение производительности труда
Повышение КПД
Снижение массы и габаритов
Снижение стоимости изготовления
Удобство и безопасность обслуживания и эксплуатации
Требования предъявляемые к деталям машин
Материалы применяемые в машиностроении
Выбирая материал, необходимо учитывать следующие факторы:
1) соответствие свойств материала основным требованиям надежности деталей в течение заданного срока службы;
2) весовые и габаритные требования к детали и машине в целом;
3) соответствие технологических свойств материала конструктивной форме и намеченному способу обработки детали (штампуемость, обрабатываемость на станках и т.д.);
4) стоимость и дефицитность материала.
Для изготовления деталей в машиностроении применяют различные материалы:
Черные металлы (Чугун, сталь) Достатки: высокая прочность и жёсткость, невысокая стоимость. Недостатки: большая плотность, слабая коррозионная стойкость.
Цветные металлы( медь, цинк, свинец и т.д.) Достатки: Лёгкость, коррозионостойкость. Недостатки: дороже черных металлов
Неметаллические (дерево, резина, кожа и т.д.)
Пластмассы Достатки: Лёгкость, прочность, тепло и электроизоляция.
Стандартизация унификация и взаимозаменяемость.
стандартизация - установление обязательных норм на отдельные параметры, нормативно-технические характеристики и так далее. Она имеет большое экономическое значение, так как обеспечивает:
1) возможность массового производства стандартных деталей, что снижает их себестоимость;
2) возможность использования стандартного режущего и измерительного инструмента;
3) легкость замены вышедших из строя деталей при ремонте;
4) экономию труда при конструировании
5) повышение качества конструкции.
УНИФИКАЦИЯ – приведение изделий одинакового функционального назначения к единообразию, включающее обеспечение преемственности при изготовлении и эксплуатации. Например, механизмы подъема передвижения кранов, блоки поворота, выдвижения руки, качения и т. д. Показателем уровня стандартизации и унификации является коэффициент применяемости типоразмерам деталей, определяемый как отношение разности общего числа типоразмеров деталей и числа типоразмеров впервые разработанных деталей к общему числу типоразмеров деталей и изделии.
Взаимозаменяемость — свойство элементов конструкции, изготовленных с определённой точностью геометрических, механических, электрических и иных параметров, обеспечивать заданные эксплуатационные показатели вне зависимости от времени и места изготовления при сборке, ремонте и замене этих элементов.
Шероховатость поверхностей деталей машин
Шероховатость поверхности является одной из основных геометрических
характеристик качества поверхности деталей и оказывает влияние на
эксплуатационные показатели. В условиях эксплуатации машины или прибора,
внешним воздействиям, в первую очередь, подвергаются поверхности их деталей.
Износ трущихся поверхностей, зарождение трещин усталости, смятие,
коррозионное и эрозионное разрушения, разрушение в результате кавитации и др.
— это процессы, протекающие на поверхности деталей и в некотором прилегающем
к поверхности слое. Естественно, что придание поверхностям деталей
специальных свойств, способствует существенному повышению показателей
качества машин в целом и в первую очередь показателей надежности.
Качество поверхности является одним из важнейших факторов, обеспечивающих
высокие эксплуатационные свойства деталей машин и приборов и обусловливается
свойствами металла и методами обработки
Назначение и классификация передач
Механическими передачами, или просто передачами, называют механизмы для передачи энергии от машины-двигателя к машине-орудию, как правило, с преобразованием скоростей, моментов, а иногда — с преобразованием видов (например, вращательное в поступательное) и законов движения.
Механические передачи, применяемые в машиностроении, классифицируют по принципу передачи движения:
- передачи трением
- зацеплением
Зубчатые передачи
Зубчатые передачи получили наибольшее распространение в машиностроении благодаря следующим достоинствам:
а) практически неограниченной передаваемой мощности,
б) малым габаритам и весу,
в) стабильному передаточному отношению,
г) высокому КПД, который составляет в среднем 0,97 - 0,98.
Недостатком зубчатых передач является шум в работе на высоких скоростях, который однако может быть снижен при применении зубьев соответствующей геометрической формы и улучшении качества обработки профилей зубьев.
Червячные передачи
Это передачи со скрещивающимися осями. Отличаются полностью бесшумной работой и большим передаточным отношением в одной паре, которое в среднем составляет 16 - 25. Серьезным недостатком червячных передач, ограничивающим их применение при значительных мощностях, является низкий КПД, обусловленный большими потерями на трение в зацеплении. Как следствие низкого КПД - при работе передачи под нагрузкой, выделяется большое количество тепла, которое надо отводить во избежание перегрева. Средние значения КПД первичной передачи составляют 0,7 -0,8.
Цепные передачи
Применяются при передаче вращения между, параллельными удаленными друг от друга валами. В настоящее время получили распространение два типа приводных цепей:
а) цепи втулочно-роликовые (типа Галя),
б) цепи зубчатые из штампованных звеньев (типа Рейнольдса).
Зубчатые цепи, благодаря относительно меньшему шагу, работают более плавно и бесшумно.
Недостатком цепных передач является сравнительно быстрый износ шарниров, способствующий вытяжке цепи и нарушению ее зацепления со звездочкой, а также шумная работа на высоких скоростях вследствие особенностей кинематики цепной передачи.
Ременные передачи
Применяются также для передачи вращения между параллельными удаленными валами. Область распространения этих передач в настоящее время значительно сократилась, однако они еще находят широкое применение в качестве первичного привода от двигателя, а также привода к механизмам, обладающим большим моментом вращающихся масс. При трогании с места и в случае внезапных перегрузок ремни пробуксовывают, спасая механизмы от поломок.
Преимущественное распространение перед плоскими получили плановые ремни, обладающие большей тяговой способностью.
Фрикционные передачи
Фрикционные передачи по форме фрикционных катков могут быть: цилиндрическими, коническими, лобовыми - с внешним и внутренним контактом. Главное достоинство фрикционных передач заключается в возможности создания на их базе фрикционных вариаторов (бесступенчатых коробок передач), а также в бесшумной их работе при высоких скоростях.
Основные параметры передач, передаточное число.
Передаточное число (u) находится как отношение числа зубьев колеса (z2) к числу зубьев шестерни (z1) в зубчатой передаче, числа зубьев червячного колеса к числу заходов червяка в червячной передаче, числа зубьев большой звёздочки к числу зубьев малой в цепной передаче, а также диаметра большого шкива (или катка) к диаметру меньшего в ремённой или фрикционной передаче. Передаточное число используется при расчётах геометрических параметров зубчатых передач
В каждой передаче различают два основных вала входной и выходной, или ведущий и ведомый. Между этими валами в многоступенчатых передачах располагаются промежуточные валы.
Основные характеристики передач:
Мощность P1 на входе и P2 на выходе.
Быстроходность которая выражается частотой вращения n1 на входе и n2 на выходе или угловыми скоростями w1 w2. Эти характеристики минимально необходимы и достаточны для проведения проектного расчета любой передачи.
Передаточное число и КПД ряда последовательно соединённых передач.
Зубчатые передачи. Достоинства и недостатки. Классификация.
Достоинства:
Недостатки:
КЛАССИФИКАЦИЯ
-С параллельными осями
-с пересекающимися осями
-со скрашивающимися осями
-Цилиндрическая
-коническая
-глобоидная
-Прямозубые
-косозубые
-Эвольвентное зацепление
-круговинтовое зацепление
Геометрические и кинематические параметры прямозубых цилиндрических передач.
Окружности касающиеся в полюсе зацепления P называются начальными.
Линия зацепления N-N – нормаль к профилю зубъев
Угол м\у линией зацепления и обшей касательной T-T 20градусов- угол зацепления aw
Р-делительный окружной шаг зубъев (шаг исходной зубчатой рейки)
А-угол профиля делительный(угол профиля исходного контура)
m-окружной модуль зубьев
d- делительный диаметр
db –основной диаметр
dw – начальный диаметр
У передач без смещения начальные и делительные окружности совпадают.
Силы, действующие в прямозубой цилиндрической передаче.
Значение сил в зацеплении являеться. основой прочн. расчета зубчатых. колес, валов, подшипников. В контакте 2х колес приложена нормальная к поверхности зуба сила Fn. Эта сила раскладывается на 2 сост.: окружную (Ft=2T/d {H}), радиальную (Fr=Ft*tg(альфа) {H})
Расчетная нагрузка. Коэффициент рн.
За рн прин. макс.величину удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев:
KF=KFv*KFв-коэф.расчетной нагрузки; KFв=1- коэф.концентр.нагрузки при расчете по напр.изгиба; YFi-коэф.формы зуба,опр.по табл. в зав.от числа зубьев при коэф.смещения Х=0.
Расчет на прочность зубьев прямозуб.цилиндр.передач по напр.изгниба
GF=Gизг+Gсж ≤ [GF]
Коэффициент формы зуба
Безразмерная величина, характеризующая прочность зуба колеса на изгиб и выбираемая в зависимости от числа зубьев
YFi-коэф.формы зуба,опр.по табл. в зав.от числа зубьев при коэф.смещения Х=0.
Формула Герца для первоначального контакта по линии
q-удельная нагрузка(интенс.нагрузки).
pпр-приведенный радиус кривизны. Епр-привед.модуль упругости
Расчет зубьев прямозубых передач на выносливость по контактным напряжениям
Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев является основным для закрытых передач, работающих при обильном смазывании. В основу расчета контактных напряжений положено решение задачи о напряженном состоянии статически сжатых цилиндрических тел (уравнение Герца): Расчетная схема контактной прочности зубьев
В связи с тем, что выкрашивание поверхностей зубьев начинается в околополюсной линии (зона однопарного зацепления), то при расчете принимают следующие радиусы кривизны профилей r1 и r2 и условия нагружения при их зацеплении в полюсе: r1 = 0,5dw1 sinaw, r2 = 0,5dw2 sinaw.
Тогда приведенная кривизна Знак «плюс» принимают при расчете внешнего зацепления, а знак «минус» – для внутреннего.
Расчетная удельная нагрузка где ℓS – суммарная длина контактных линий. Для прямозубых колес ℓS = bw. При совместном решении приведенных выше зависимостей получаем условие контактной выносливости что представляет собой формулу для проверочного расчета. При проектировании передач для определения размеров колес принимают: ; ; ; .
. где – коэффициент ширины венца колеса относительно модуля. Его можно определить, назначив для обеспечения плавности хода предварительно число зубьев шестерни: :
.
Допускаемые контак.напряжения
Расчет на контактную прочность ведем по зубьям колеса, как менее прочным
[σH] = , (МПа), где σН0 – предел контактной выносливости при отнулевом цикле напряжений;
SH = 1.1- коэффициент безопасности;
KHL - коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.
σнo = 2НВ2min + 70 = (МПа)
Для определения коэффициента долговечности вычислим расчетное число циклов нагружения зубьев колеса
Np2 = Lhn260, (2.2)
NHO =107
т.к. Np2 > NHO, то KHL =1, т.к. рабочее число циклов нагружения больше базового.
Допускаемое напряжение изгиба
Для шестерни: [σF1] = , (2.3) Для колеса: [σF2] = , (2.4)
где σF0 – предел выносливости материала при изгибе при пульсирующем цикле;
SF = 1.75 – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий двусторонний предел нагрузки;
КFL – коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба;
σF01 = 1.8НВ1min = 1,8·230=414(МПа),
σF02 = 1.8НВ2min = 1,8·180=324(МПа)
KFL1= KFL2 = 1, так как КHL = 1.
Особенности геометрии косозубых цилиндрических передач.
Остальные геометрические параметры определяются как и для прямозубого зацепления.
Понятие об эквивалентном прямозубом колесе.
Для прямозубой передачи профили зубьев конического коле са, построенные на развертке дополнительного конуса (см. рис. 11.3), весьма близки к профилям зубьев эквивалентного цилин дрического прямозубого колеса, делительная окружность которо го получена разверткой допол нительного конуса на плоскость. Дополнив развертку до полной окружности (рис. 11.5), получим эквивалентное цилиндрическое колесо с числом зубьев ζυ.
Из треугольника OCS (рис. 11.5) делительный диаметр экви валентного колеса
Для передачи с круговыми зубьями профили зубьев кониче ского колеса в нормальном сечении близки к профилям зубьев эквивалентного цилиндрического прямозубого колеса с числом зубьев Ζϋ, полученных двойным приведением: конического колеса к цилиндрическому и кругового зуба к прямому зубу [см. формулы (11.3) и (10.5ft]: В формулах (11.3) и (11.4) ζ — действительное число зубьев конических колес.
Расчет на прочность зубьев косозубых передач по напряжениям изгиба
Зависимость для определения расчетных напряжений на вы носливость при изгибе дополняется коэффициентами ΥΕ, Υ^: где KF — коэффициент нагрузки. Коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку Кру и концентрацию нагрузки вдоль длины контактных линий меньше, чем в прямо зубой, т.к. зубья входят в зацепление постепен но (не всей длиной) и лучше компенсируют погрешности шага зубьев.
YFS — коэффициент, учитывающий форму зуба и концен трацию напряжений, выбирается по эквивалентному числу зубьев (см. § 11.2)=z/cos3p (рис. 11.21).
YE — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, где εη — коэффициент торцового перекрытия [зависимость(11.54)].
В косозубых передачах торцовое перекрытие работает па раллельно с осевым. Суммарный коэффициент перекрытия εα +ερ > 2 исключает опасность всплеска нагрузок при переходе
с двух- па однопарное зацепление.
}р — коэффициент, учитывающий наклон зуба, получен
экспериментальногде ερ — коэффициент осевого перекрытия, равный bwjpx- = bv sin βl(nm) (см. табл. 1 1.1), β° в градусах.
Формула (! ί .31) является общей для косозубых и прямозубых передач. Для прямозубых передач = 1, Кр = 1 .
Расчет на прочность зубьев косозубых передач на выносливость по конт.напр.
Достоинства и недостатки конических зубчатых передач.
Преимуществ у конических передач кроме изменений направления потока мощности нет.
Недостатки:
Геометрические и кинематические параметры конических зубчатых передач
Приведение конического зубчатого колеса к эквивалентному прямозубому колесу
Червячные передачи. Достоинства и недостатки
Червячная передача- это механическая передача, осуществляющаяся зацеплением червяка и сопряжённого с ним червячного колеса
Червячная передача предназначена для передачи вращения и крутящего момента между двумя валами, оси которых перекрещиваются.
В червячной передаче ведущим звеном, как правило, является червяк, а ведомым - червячное колесо
Достоинства червячных передач:
а) возможность получения большого передаточного отношения в одной ступени (до 100);
б) плавность хода и бесшумность при работе;
в) возможность самоторможения.
Недостатки червячных передач:
а) сравнительно невысокий коэффициент полезного действия;
б) необходимость применения для червячных колес дорогих и дефицитных сплавов на основе меди;
в) значительные осевые усилия на валу червяка (кроме плоско-червячных передач);
г) значительные скорости скольжения в зацеплении червяка и червячного колеса (приводят к нагреву червячной пары при длительной и непрерывной работе).
Геометрические и кинематические параметры червячной передачи
угол профиля витка в осевом сечении 2а = 40°
расчетный шаг червяка (2.5.1),
откуда расчетный модуль (2.5.2),
ход витка (2.5.3),
где z1 — число витков червяка;
- высота головки витка червяка и зуба колеса;
- высота ножки витка червяка и зуба колеса;
- делительный диаметр червяка, т. е. диаметр такого цилиндра червяка, на котором толщина витка равна ширине впадины,
где q — число модулей в делительном диаметре червяка или коэффициент диаметра червяка.
Чтобы червяк не был слишком тонким, q увеличивают с уменьшением m. Тонкие червяки при работе получают большие прогибы, что нарушает правильность зацепления.
Длина нарезанной части червяка зависит от числа витков.
Геометрические параметры червячного колеса
диаметр вершин витков (2.5.4),
диаметр вершин витков (2.5.5),
делительный диаметр (2.5.6),
диаметр вершин зубьев (2.5.7),
диаметр впадин колеса (2.5.8)
межосевое расстояние — главный параметр червячной передачи
где -коэффициент смещения инструмента,
наибольший диаметр червячного колеса
Во время работы червячной передачи витки червяка сколь¬зят по зубьям червячного колеса. Скорость скольжения направлена по касательной к винтовой линии делительного цилиндра червяка и определяется из параллелограмма скоростей
Скорость скольжения:
(2.5.11) Как видно из формулы, всегда us> u1. Большое сколь¬жение в червячной передаче повышает изнашиваемость зубьев червячного колеса, увеличивает склонность к заеданию.. Передаточное число
где и — угловые скорости червяка и колеса;
z1 и z2 — число витков червяка и число зубьев колеса.
На практике в силовых передачах применяют червяки с чис¬лом витков z1 = 1; 2; 4. С увеличением z1 возрастают технологиче¬ские трудности изготовления передачи и увеличивается число зубьев червячного колеса z2. Число витков червяка z1 зависит от передаточного числа и.
схема определения скорости скольжения в червячной передаче
Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе на¬резания зубьев принимают z2?26. Оптимальным является z2 = = 40...60. Диапазон передаточных чисел в этих передачах u = 10...80.
Схема сил, действующих в червячном зацеплении
Окружная сила на червячном колесе численно равна осевой силе на червяке (2.5.13), где T2— вращающий момент на червячном колесе. Окружная сила на червяке численно равна осевой силе на червячном колесе :(2.5.14) где T1— вращающий момент на червяке; — к.п.д. передачи. Радиальная сила на червяке численно равна радиальной силе на колесе
Направления осевых сил червяка и червячного колеса зависят от направления вращения червяка, а также от направления линии витка. Направление силы всегда совпадает с направлением вращения колеса, а силанаправлена в сторону, противоположную вращению червяка.
Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по контактным напряжениям и на прочность по напряжениям изгиба
В основу вывода расчетных формул для червячных передач положены те же исходные зависимости и предположения, что и в зубчатых передачах.
Формула проверочного расчета червячных передач по контактным напряжениям:
где - расчетное контактное напряжение для поверхностей зубьев и витков в зоне зацепления, Н/мм2,
d1 , d2 - диаметры червяка и колеса, мм; - окружная сила на червячном колесе, Н, - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки вследствие деформации деталей и дополнительные динамические нагрузки (при окружной скорости червячного колеса - К= 1, при - К= 1,1…1,3). Червячные передачи работают плавно, бесшумно, поэтому в них дополнительные динамические нагрузки невелики. Хорошая приработка зубьев колес к виткам червяков значительно уменьшает концентрацию нагрузки.
Схема расположения контактных линий (1...5) в процессе зацепления червячной пары.
Если в формуле для расчета контактных напряжений (2.5.18) подставить значения d1=gm , d2=mz2 , , q , К=1, то получим формулу проектировочного расчета червячных передач:
где - межосевое расстояние в мм,
Т2 - вращающий момент на червячном колесе в Н мм.
Если червячная передача должна быть стандартной, то полученное расчетным путем значение округляют в большую сторону до стандартного значения, которому соответствуют определенные m, q, z1 , z2. Для нестандартных червячных передач полученное значение округляют до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
Расчет зубьев червячного колеса на изгиб аналогичен расчету зубьев цилиндрических косозубых колес. Вследствие дугообразной формы зубьев считают, что их прочность на изгиб примерно на 40 % выше, чем зубьев цилиндрических косозубых колес. Формула проверочного расчета зубьев червячного колеса имеет вид:
где - расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зубьев червячного колеса;
коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев , где - делительный угол подъема линии витка. Витки червяка на изгиб как правило не проверяются, так как они более прочны, чем зубья колеса.
ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ. Расчет цепи по приведенному давлению в шарнире.
Передачу механической энергии между параллельными валами, осуществляемую с помощью двух колес — звездочек 1 и 2 и охватывающей их цепи 3, называют цепной передачей . Служат для передачи вращения между удаленными друг от друга параллельными валами.
Цепная передача, как и ременная, принадлежит к числу передач с гибкой связью. Гибким звеном в этом случае является цепь, входящая в зацепление с зубьями звездочек. Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или «гибкость» цепи. Зацепление обеспечивает ряд преимуществ по сравнению с ременной передачей.
Цепную передачу можно классифицировать как передачу зацеплением с гибкой связью (ременная — трением с гибкой связью). Зацепление позволяет обойтись без предварительного натяжения цепи. В конструкции цепных передач для компенсирования удлинения цепи при вытяжке и обеспечения эксплуатационной стрелы провисания f ведомой ветви иногда предусматривают специальные натяжные устройства. Кроме перечисленных основных элементов, цепные передачи включают смазочные устройства и ограждения.
Угол обхвата звездочки цепью не имеет такого решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем в ременной передаче.
Цепные передачи можно использовать как при больших, так и при малых межосевых расстояниях. Они могут передавать мощность от одного ведущего звена нескольким звездочкам .
1-ведущая звёздочка
2-Три ведомых звёздочки.
Ременные передачи. Достоинства и недостатки. Геометрические и кинематические параметры.
Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого.
Достоинства: *Простота *Плавность хода *Бесшумность работы *Возможность передачи крутящего момента на большие расст. *Низкая нач.стоим. *Предохр.элементов привода от перегруза.
Недостатки: *Повышенные габариты *Повышенные эксплуатационные расходы связанные с недолговечностью ремня *Повышенная нагрузка на валы и опоры валов *Понижен.нагр.сп-ть *Низк.кинемат.точность *Зав-ть передат.отношен.от передаваем.нагрузки
amin=(1.5-2)(d2+d1) amin=0.55(d2+d1) число пробегов ремня(с-1)
Силы и напряжения, действующие в ветвях ремня ременной передачи
Силы и напряжения в ремне
Окружная сила на шкивах, H,
где Т1 — вращающий момент, Н • м , на ведущем шкиве диаметром d1, мм; P1 — мощность на ведущем шкиве, кВт.
С другой стороны, Ft = F1 - F2, где F1 и F2 — силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня под нагрузкой. Сумма натяжений ветвей при передаче полезной нагрузки не меняется по сравнению с начальной: F1 + F2 = 2F0 . Решая систему двух уравнений, получаем:
F1=Fo+Ft / 2, F2=F0 - Ft / 2 . (14.12)
Сила начального натяжения ремня F0 должна обеспечивать передачу полезной нагрузки за счет сил трения между ремнем и шкивом. При этом натяжение должно сохраняться долгое время при удовлетворительной долговечности ремня. С ростом силы F0 несущая способность ременной передачи возрастает, однако срок службы уменьшается.
Рис. 14.6. Силы, действующие на элемент ремня
Соотношение сил натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня без учета центробежных сил определяют по уравнению Эйлера, выведенному им для нерастяжимой нити, скользящей по цилиндру. Записываем условия равновесия по осям х и у элемента ремня с центральным углом da (рис. 14.6).
Принимаем, что
где е — основание натурального логарифма; — участок дуги, на котором происходит упругое скольжение, при номинальной нагрузке .
Полученное выражение показывает, что отношение F1 / F2 зависит от коэффициента трения ремня на шкиве и угла . Но эти величины являются случайными, в условиях эксплуатации могут принимать различные значения из числа возможных, поэтому силы натяжения ветвей в особых случаях уточняют экспериментально.
Обозначая q = еfb и учитывая, что F1 -F2 = Ft , имеем
(14.17)
Ремни обычно неоднородны по сечению. Условно их рассчитывают по номинальным (средним) напряжениям, относя силы ко всей площади поперечного сечения ремня и принимая справедливым закон Гука.
Нормальное напряжение от окружной силы Ft : где А — площадь сечения ремня, мм2 . Нормальное напряжение от предварительного натяжения ремня
(14.19) Нормальные напряжения в ведущей и ведомой ветвях:
(14.20)
Центробежная сила вызывает нормальные напряжения в ремне, как во вращающемся кольце:
(14.21 где — нормальные напряжения от центробежной силы в ремне, МПа; V1 — скорость ремня, м/с; Y1 — плотность материала ремня, кг/м .
При изгибе ремня на шкиве диаметром d относительное удлинение наружных волокон ремня как изогнутого бруса равно 2y/d , где у — расстояние от нейтральной линии в нормальном сечении ремня до наиболее удаленных от него растянутых волокон. Обычно толщина ремня . Наибольшие напряжения изгиба возникают на малом шкиве и равныМаксимальные суммарные напряжения возникают на дуге спепления ремня с малым (ведущим) шкивом (Эти напряжения (рис. 14.7) используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работе передачи в ремне возникают значительные циклические напряжения изгиба и в меньшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.
Расчет ременных передач по кривым скольжения и кпд.
Основными критериями работоспособности ремённых передач являются
1) тяговая способность – надёжность сцепления со шкивами,
2) долговечность ремня, которая определяется в основном его сопротивлением усталости.
Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Исследуя тяговую способность, строят графики-кривые скольжения и к. п. д.; на их базе разработан современный метод расчета ременных передач.
Тяговая способность характеризуется кривыми скольжения и КПД передачи от полезной нагрузки (окружной силы Ft), которую выражают через коэффициент тяги , показывающий, какая часть предварительного натяжения ремня полезно используется для передачи нагрузки. Кривые скольжения для всех типов ремней получают экспериментально рис.2.6.12.
Кривые скольжения
По оси абсцисс откладывают нагрузку, выраженную через коэффициент тяги ,а по оси ординат – коэффициент скольжения и к.п.д..При постоянном натяжении постепенно повышают полезную нагрузку Ft, а следовательно, и коэффициент тяги и измеряют значение коэффициента ,а (точнее, 1 и 2), а также КПД передачи .При возрастании коэффициента тяги от нуля до критического значения наблюдается только упругое скольжение, которое пропорционально нагрузке, и кривая скольжения имеет прямолинейный участок. Передача работает нормально.
При дальнейшем увеличении коэффициента тяги от до к упругому скольжению добавляется частичное буксование. Нормальная работа передачи нарушается. Зона частичного буксования определяет способность передачи переносить кратковременные перегрузки, например при пуске. При предельном значении наступает полное буксование, ведомый шкив останавливается.
В зоне частичного буксования КПД резко снижается вследствие увеличения потерь на скольжение, при этом ремень быстро изнашивается. Поэтому рабочую нагрузку рекомендуется выбирать вблизи критического значения. В этом случае значение КПД принимают: для плоскоремённой передачи = 0,93…0,98; для клино- и поликлиноремённой = 0,92…0,97.
Валы и оси назначение и классификация. Проектный расчет валов.
Валом называют деталь (как правило, гладкой или ступенчатой цилиндрической формы), предназначенную для поддержания установленных на ней шкивов, зубчатых колес, звездочек, катков и т. д., и для передачи вращающего момента.
При работе вал испытывает изгиб и кручение, а в отдельных случаях помимо изгиба и кручения валы могут испытывать деформацию растяжения (сжатия).
Некоторые валы не поддерживают вращающиеся детали и работают только на кручение.
1-вал
2-опоры вала
3-цапфы
4-шейка
Осью называют деталь, предназначенную только для поддержания установленных на ней деталей.
В отличие от вала ось не передает вращающего момента и работает только на изгиб. В машинах оси могут быть неподвижными или же могут вращаться вместе с сидящими на них деталями (подвижные оси).
Не следует путать понятия "ось колеса", это деталь и "ось вращения", это геометрическая линия центров вращения.
А)вращающаяся ось б)неподвижная ось
По назначению валы делят на валы передач (на них устанавливают детали передач) и коренные валы (на них устанавливают дополнительно еще и рабочие органы машины)
По геометрической форме валы делят на: прямые , кривошипные ,коленчатые, гибкие телескопические; карданные. Кривошипные и коленчатые валы используют для преобразования возвратно-поступательного движения во вращательное (поршневые двигатели) или наоборот (компрессоры); гибкие — для передачи вращающего момента между узлами машин, меняющими свое положение в работе (строительные механизмы, зубоврачебные машины и т. п.); телескопические — при необходимости осевого перемещения одного вала относительно другого.
Проектировочный расчёт вала выполняют как условный расчёт только на кручение для ориентировочного определения посадочных диаметров. Исходя из условия прочности на кручение
получим формулу проектировочного расчёта
где Мk – крутящий момент в расчётном сечении, Н*м; Н/мм2 – допускаемое напряжение при кручении.
Уточненный расчет валов на выносливость
Эпюры на ведомом валу
Определяем максимальный изгибающий момент в сечениях вала
Мumax = , (Н.мм)
RA = RБ =R = 768,56 H
lT = b1 + 2x + B,
Наиболее нагруженным сечением вала является сечение под колесом. Концентратором напряжения в этом сечении является шпоночный паз. Определяем амплитуды и среднее значения циклов изменения нормальных и касательных напряжений.
Нормальные напряжения в сечениях вала изменяются по симметричному циклу, тогда амплитуду циклов нормальных напряжений определяем по формуле:
σа = , (8.3) Wнетто = , Касательные напряжения в сечениях вала изменяются по пульсирующему циклу
τа = τm = , (МПа). (8.5) Wρнетто = , (мм3 )
σ-1 = 335 МПа
τ-1 = 0,58∙σ-1 = 0.58.335 = 194.3 МПа
Коэффициенты концентрации напряжения Кσ = 2 Кτ = 1.
Коэффициенты, учитывающие масштабный фактор εσ = 0.865 ετ = 0.75
ψτ = 0.1 Определяем коэффициент запаса выносливости по нормальным напряжениям,
Определяем коэффициент запаса выносливости по касательным напряжениям, (8.8) Определяем общий коэффициент запаса выносливости
, Прочность вала обеспечена.
Опоры валов. Классификация.
Подшипники скольжения. Достоинства и недостатки. Инженерн.расчет подш.скольжения в усл.переход.трения
Достоинства *Надежность в высокоскоростных приводах *Способны воспринимать значительные ударные и вибрационные нагрузки *Бесшумность
*Сравнительно малые радиальные размеры *Допускают установку разъемных подшипников на шейки коленчатых валов и не требуют демонтажа других деталей при ремонте *Простая конструкция в тихоходных машинах *Позволяют работать в воде *Допускают регулирование зазора и обеспечивают точную установку геометрической оси вала *Экономичны при больших диаметрах валов
Недостатки *В процессе работы требуют постоянного надзора за смазкой *Сравнительно большие осевые размеры *Большие потери на трение при пуске и несовершенной смазке *Большой расход смазочного материала *Высокие требования к температуре и чистоте смазки *Пониженный коэффициент полезного действия *Неравномерный износ подшипника и цапфы *Применение более дорогих материалов
Подшипники качения. Достоинства и недостатки. Подбор и проверка подшипников качения.
Подшипники качения представляют собой готовый узел, основным элементом которого являются тела качения – шарики 3 или ролики, установленные между кольцами 1 и 2 и удерживаемые на определенном расстоянии друг от друга обоймой, называемой сепаратором 4.
В процессе работы тела качения катятся по дорожкам качения колец, одно из которых в большинстве случаев не-подвижно. Распределение нагрузки между несущими телами качения неравномерно и зависит от величины радиаль-ного зазора в подшипнике и от точности геометрической формы его деталей.
Достоинства • Сравнительно малая стоимость вследствие массового производства подшипников. • Малые потери на трение и незначительный нагрев (потери на трение при пуске и установившемся режиме ра-боты практически одинаковы). • Высокая степень взаимозаменяемости, что облегчает монтаж и ремонт машин. • Малый расход смазочного материала. • Не требуют особого внимания и ухода. • Малые осевые размеры.
Недостатки • Высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам вследствие большой жесткости конструк-ции подшипника. • Малонадежны в высокоскоростных приводах из-за чрезмерного нагрева и опасности разрушения сепаратора от действия центробежных сил. • Сравнительно большие радиальные размеры. • Шум при больших скоростях
Предварительно был подобран подшипник 209, с динамической грузоподъемностью, Cr табл = 25.7 кН
Определяем радиальную нагрузку R= H, Определяем эквивалентную нагрузку Q = RVKbKT, (Н) где V = 1 – динамический коэффициент; Кb =1.7 – коэффициент безопасности; КT = 1 – температурный коэффициент. Расчетная динамическая грузоподъемность Сr = Q, (кН) Предварительно подобранный подшипник подходит, так как Cr < Cr табл.
Ведомый вал d2 = , (мм). где [τ] = 25 МПа – допускаемое касательное напряжение; Принимаем d2 =35 мм Длину 1 участка принимаем l2=58 (мм) Диаметр под уплотнение: d2' = d2 + 2t2, (мм) где t2 = 3.3 – глубина шпоночного паза ступицы Диаметр под подшипник: d2'' = d2' + (1…5), (мм)
Предварительно выбираем подшипник однорядной легкой серии 209
D = 85 (мм); В = 19 (мм); Сr = 25.7 (кН). Диаметр под колесо: d2''' = d2'' + 3r, (мм) Диаметр буртика: dб2 = d2''' + 3n, (мм)где n - катет фаски Ширину буртика lб2 определяем конструктивно.
Виды соединений. Классификация.
Соединения, при разборке которых нарушается целостность составных частей изделия, называют неразъёмным. К ним относятся заклепочные, сварные, клеевые, посадки с натягом. Предельное состояние, когда становиться возможной потеря его работоспособности, называется нагрузочной способностью.
Разъемными называют соединения, которые можно разбирать и вновь собирать без повреждения деталей. К разъемным соединениям относятся резьбовые, шпоночные и шлицевые соединения.
Классификация соединений
1. По возможности относительного перемещения деталей:
- подвижное; - неподвижное.
2. По сохранению целостности деталей:
- разъёмное; - неразъёмное.
3. По форме спрягаемых поверхностей:
плоское; цилиндрическое; коническое; винтовое; сферическое; профильное.
4. По методу образования, определяемого процессом получения соединения или конструкцией соединяющей детали:
клёпанное, паяное, прессовое, шпоночное, клиновое и
сварное, клееное, резьбовое, шлицевое,
Резьбовые соединения. Классификация резьб. Основные геометрические параметры резьбы.
Резьбовым называют соединение составных частей изделия с применением детали, имеющей резьбу. Резьба получается прорезанием на поверхности стержня канавок при движении плоской фигуры – профиля резьбы (треугольника, трапеции и т.д.) Классификация резьб 1) По форме поверхности, на которой образована резьба
- цилиндрические; - конические.
2) По форме профиля резьбы:- треугольные - трапециидальные - упорные - прямоугольные – круглые 3) По направлению винтовой линии: правая и левая. 4) По числу заходов: однозаходные, многозаходные (заходность определяется с торца по количеству сбегающих витков). 5) По назначению: -крепёжные, -крепёжно-уплотняющие, -резьбы для передачи движения.
Основные геометрические параметры резьбы *Наружный диаметр болта d, гайки D *внутренний диаметр болта d1, гайки D1; *средний диаметр болта d2, гайки D2; *угол профиля a; *шаг резьбы р – расстояние между одноименными сторонами двух соседних витков в осевом направлении ; *ход резьбы рh = zp – расстояние между одноименными сторонами одноименными сторонами одного и того же витка в осевом направлении; число заходов z; *угол подъёма резьбы ( чем больше заходность резьбы, тем больше угол подъема резьбы).
Рисунок 4.3.3 Геометрические параметры резьбы
Расчет стержня болта на растяжение.
Расчет болтовых соединений заключается в определении величины, направления и вида нагрузки, действующей на болт, выборе допускаемого напряжения и диаметра болта.
Основной недостаток резьбовых соединений — концентрация напряжения в резьбе, снижающая их прочность, особенно при циклических нагрузках.
Причиной выхода из строя резьбовых соединений является, как правило, разрушение стержня болта (винта, шпильки) или резьбы.
Стандартные резьбовые соединения (за исключением применения низких гаек) рассчитывают по наименее прочному элементу — стержню болта (винта, шпильки). По найденному диаметру болта d подбирают другие детали резьбового соединения: гайки, шайбы и др. Длину болта принимают в зависимости от толщины соединяемых деталей.
Расчет болтов зависит от характера нагружения и технологических особенностей сборки резьбовых соединений (затянутые, незатянутые, с зазором между болтом и отверстием соединяемых деталей и без зазора). По характеру нагружения болты подразделяют на статически или циклически нагружаемые, воспринимающие осевую или поперечную (сдвигающую детали в стыке) нагрузку.
Расчет статически и повторно-статически нагруженных болтов.
При осевом нагружении условие прочности на растяжение:
Тогда расчетный внутренний диаметр резьбы:
где Fp — расчетное усилие в стержне болта; [σ] — допустимое напряжение растяжения для болта: Здесь σt — предел текучести материала болта); St — коэффициент запаса прочности, зависящий от материала, характера нагрузки и диаметра резьбы d, которым в начале расчета ориентировочно задаются.
Если в результате расчета получится значение d, которое не лежит в ранее принятом интервале диаметров, то задаются другим значением и расчет повторяют.
При контролируемой затяжке болтов из углеродистых сталей [σ] ≈ 0,6σt,
легированных [σ] ≈ 0,5σt.
Для незатянутых резьбовых соединений из сталей:
углеродистых [σ] = (0,5...0,6)σt;
легированных [σ] = (0,4...0,55)σt.
Расчет витков резьбы на срез и смятие.
Н=PZ-высота гайки. У гайки все винты нагружены. Шаг х число витков. К-коэф.учит.полноту резьбы С - геом.параметр Треугол. прочнее трапециид. и тем более прям. Кр-коэф,учит.неуравновеш.распр-я нагрузки по виткам резьбы. h-высота профиля.
d2 - сред.диам.резьбы. (Это диам. воображ.цилиндра,образующ.кот.проходит так,что по этой образ.ширина выступа=ширине впадины)
Расчет болтов при разл.видах нагружения.
1. Болт нагружен осев.силой, затяжка болта отсут.
G-норм. напр-я
2. Болт затянут, внешняя нагрузка отсут.
f-коэф.трения скольжения
Тр-момент трения при резьбе
-угол подъема витка резьбы по ср.диам. -приведен.угол трения в резьбе
3. Болт затянут, внешняя нагрузка раскр-т стык.
Fб=Fзат+ХF X-коэф.внешн.нагрузки Fст=Fзат-F(1-X) Aб-Sпопер.сеч.болта -подативн. (обратн.жесткости) Fст>0
4.Соединение нагружено поперечной силой..
Сложнее и дороже
Работает на срез и смятие как заклепка.
Шпоночные соединения. Выбор параметров шпон.соед. по стандарту.
ШС — соединение охватывающей и охватываемой детали для передачи крутящего момента с помощью шпонки. Шпоночное соединение позволяет обеспечить подвижное соединение вдоль продольной оси. Классификация соединений в зависимости от формы шпонки: соединения призматическими шпонками, соединения клиновыми шпонками, соединения тангенциальными шпонками, соединения сегментными шпонками, соединения цилиндрическими шпонками.
Основной критерий работоспособности шпоночного соединения — прочность на смятие.
Определяем шпонку по напряжениям смятия
Размеры поперечного сечения шпонки b, h, а также глубину паза на валу t1 и в ступице t2 выбирают из табл. в завис. От диам. вала в месте установки шпонки. Номинальную длину шпонки выб. из станд. ряда в соотв. с длиной ступицы (шириной), сидящей на валу детали. Т.к. срез проблематичен, расчет на прочность по см.: σсм = ,
Т-крут.момент на рассматриваем.валу. Н/мм; z – число шпонок в рассм.месте (чаще z=1) lp=l-b – рабоч.длина шпонки.
Проверка шпонки на срез и смятие.
Соединения призматическими шпонками (рис. 4.5 и 4.1) проверяют по условию прочности на смятие:
Сила, передаваемая шпонкой, Ft = 2 T/d.
где Τ — передаваемый момент; d — диаметр вала; (0,94Л — /|) — рабочая глубина паза в ступице (см. табл. 4.1); [а]см — допускае¬мое напряжение смятия (см. ниже); /р — рабочая длина шпонки; для шпонок с плоскими торцами /р = /, со скругленными торцами /р = /
Если расчетное напряжение превышает допускаемое более чем на 5 %, то увеличивают длину шпонки и соответственно сту¬пицы или шпоночное соединение заменяют шлицевым или соеди¬нением с натягом.
При проектировочных расчетах после выбора размеров поперечного сечения b и h по табл. 4.1 определяют расчетную длину шпонки /р по формуле (4.1).
Длину шпонки со скругленными торцами / = /р + /? или с плос¬кими торцами / = /р назначают из стандартного ряда (см. табл. 4.1). Длину СТуПИЦЫ /от принимают на 8... 10 мм больше длины шпонки. Если длина ступицы больше величины 1,5 d, то шпоноч¬ные соединения заменяют шлицевым или соединением с натягом.
Соединения сегментными шпонками (см. рис. 4.2) проверяют на смятие:
где / — длина шпонки; (h — t) —рабочая глубина в ступице.
Сегментная шпонка узкая, поэтому в отличие от призматической ее проверяют на срез.
Шлицевые соединения. Виды шлицов. Геом.параметры. Вид центрирования.
Форма бок.пов-ти *Прямозуб. *Эвольвен. *Треугольн.
Х- z*d*D*b; х – вид центрирован.-кол-во поверх-тей, прилег.без зазора.; z - число шлицов.