Детали машин

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 04 Апреля 2013 в 16:05, доклад

Описание работы

Расчеты на прочность. Виды циклов.
Контактное напряжение dH = F/A = сила / площадь. Напряжение сжатия/растяжения определяется как dСМ=F/A = £ [d], A = F/[d].
Напряжение среза tСР = F/A = срезающая сила / площадь среза.
Напряжение изгиба dF=M/W = изгибающий момент / полярный момент сопротивления сечения изгибу W=0,1×d3.
tКР =TКР/WP , где WP = 0,2d3 – полярный момент сопротивления сечения изгибу.

Файлы: 1 файл

шпоры.doc

— 1.33 Мб (Скачать файл)

а) с помощью натяжного ролика, а также пружиной или грузом, воздействующим на качающийся ролик.

б) реактивным моментом, действующим  на качающуюся сторону 

Виды ремней

I. Плоские ремни. Применяют 2-х типов:

– прорезиненные  бумажные и кожаные

– слойные  сдвоенные

II. Клиновые ремни

Нагрузочная способность выше, чем у плоскоременных. Бывают 3-х видов:

– нормальные bp/h = 1,4

– узкие  bp/h = 1

– широкие  или вариаторные ремни

bp/h  = 2…4

III. Многоклиновые

IV. Поликлиновые

Имеют клиновые ребра, работающие в канавках шкива.

V. Круглоременные ремни

Применяют для  пространственных передач при нескольких ведомых шкивах.

Геометрия клиноременной передачи

d1, d2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов, £1, £2 – углы обхвата на шкивах, g – угол наклона ветви ремня к оси центра, а – межосевое расстояние.

£1,2 = 180 ± 2g, «+» для большего, «–» для меньшего. g = arcsin[(d2 – d1) / 2a]

amin =0,55 ×(d2+d1)+h, где h – высота сечения ремня

amax = 2(d2+d1)

Силы и напряжения в ремне

1. Силы растяжения  F1 и F2

2. Напряжение  изгиба на шкивах (на ведомом  меньше)

3. Напряжение, вызываемое силой предварительного  натяжения F0= Ft = 2T1 / d1, d0 = F0 / A. Для плоскоременной передачи A = b × d, для клиноременной A = A1× z, где b – ширина ремня, d – его толщина, A1 – площадь сечения 1-го клиноременного ремня, z – число ремней

4. На холостом  валу возникает центробежная  сила FЦ = r × A × V2, где r – плотность, A – площадь, V – скорость.

5. Напряжение, вызываемое центробежной силой dЦ = FЦ / A= rV2.

Уравнение Эйлера

F1 – сила набегающей ветви;

F2 – сила сбегающей ветви;

a – угол обхвата

f ¢ – приведенный коэффициент трения

f ¢ = f  / sin (j/2), где j – угол клина.

При прохождении  ремнем шкива возникает напряжение изгиба

d = y × E / r, где E – модуль упругости, y – координата волокон ремня от нейтральной линии, r – радиус по нейтральной линии ремня.

Диаграмма напряжений в ремне

d max = d1 + dU = m ×dt / (m–1) + dU + dЦ,

Нагрузка на валы передачи

Коэффициент тяги:

y = (F1– F2) / (F1 + F2),    y = Ft / 2F0, где Ft – полезная нагрузка, F0 – сила предварительного натяжения

Критерий работоспособности ременной передачи

Работоспособность ременной передачи может ограничиваться:

1. сцеплением  ремня со шкивами (тяговая способность)

2. долговечность  ремня

Тяговая способность  зависит от предварительного натяжения  F0 или d0, а также от материала ремня, угла обхвата, диаметра шкивов,

Долговечность ремня зависит от сопротивления  усталости его элементов

dPmax  × NE = const, где p – степень кривой усталости, p = 11 для клиноременной,  p = 6 для плоскоременной.

NE = 3600 × U × Zm × Lh / xИЗГ

U – частота пробега ремня

Zm – число шкивов

xИЗГ – коэффициент, учитывающий разую степень изгиба на большом и малом шкивах,

Lh – ресурс работы

Потери в передаче и ее КПД

Потери:

1. на упругий  гистерезис при переменном деформировании изгиба и растяжения

2. на скольжение  ремня по шкивам

3. на трение  в подшипниках валов передачи

4. на аэродинамическое  сопротивление движения ремня  и шкивов

Зависимость скольжения от КПД:

Расчет ременных передач

Расчет производится по полезному напряжению или эталону  мощности

K = Ft / (A1 × z) < [K] или p = KAV/1000

A1 – площадь поперечного сечения одного ремня, z – число ремней

[K] = K0 × C£ × CP, где K0 – определяется из условия обеспечения тяговой способности при оптимальном коэффициенте тяги y0 и долговечности NE или Lh

С£ – угол обхвата

СP – режим работы

, где С – показат. долговеч.

За базу выбирается эталонная передача с двумя шкивами с передаточном  числом 1, a = 180°. Ремнем эталонной длины и имеющего эталонную скорость V при ресурсе работы  Lh = 25 тыс. часов, работа спокойная, запас сцепления b = 1, 5.

Необходимое число ремней определяется по формуле  z = Ft / ([K] × A1)

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Состоит из ведущей  и ведомой звездочек и охватываемой цепи. Применяются с двумя или несколькими звездочками.

Цепные передачи применяют при:

1. средних  межосевых расстояниях, при которых  зубчатые передачи требуют промежуточных  ступеней или паразитных зубчатых колес

2. жестких  требованиях к габаритам

3. необходимости  работы без проскальзывания

Достоинства:

– возможность  применения в значительном диапазоне  межосевых расстояний

– габариты, меньшие, чем у ременной передачи

– отсутствие проскальзывания

– высокий  КПД

– малые силы, действующие на валы, т.е. нет необходимости  в предварительном натяжении

Недостатки:

– работает в  условиях отсутствия жидкостного трения

– требует  большой степени точности установки  валов, чем у ременных передач, регулировки, смазывания

– неравномерность хода цепи, что приводит к циклическим нагрузкам и колебанию передаточного отношения.

Различают приводные  и тяговые цепи. К тяговым относятся  пластинчатые и круглозвенные. К  приводным цепям относятся роликовые, зубчатые, втулочные.

Роликовые цепи

ПРЛ – роликовые  однорядные цепи нормальной точности

ПР – роликовые  цепи повышенной точности

ПРД – роликовые  длиннозвенные цепи (с удвоенным  шагом, поэтому легче и дешевле, применяются при малых скоростях)

ПВ – втулочные  (не имеют роликов, поэтому дешевле и меньше габариты)

ПРИ – роликовые  цепи с изогнутыми пластинами (при  больших динамических нагрузках)

Состоят из внутренних и наружных пластин, шарнирно соединенных  с помощью валиков и втулок. Бывают однорядные и многорядные. Многорядные применяют при повышенных нагрузках и скоростях с целью уменьшения шага цепи.

Трение-скольжение между звездочкой и цепью заменяют трением –качения.

Зубчатые цепи

Достоинства:

– меньший  шум, чем у остальных

– повышенная кинематическая точность

Недостатки:

– тяжелые

– дорогие

– сложные  в изготовлении

Материалы, применяемые в цепных передачах

Материалы и  термическая обработка цепей  имеют решающее значение для их долговечности. Пластины выполняют из среднеуглеродистых и легированных сталей. Звездочки у цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и отличаются только зубчатым венцом. Для ведомых звездочек при скорости скольжения £ 3 м/с применяют серые чугуны и стальное литье. В среднескоростных передач звездочки изготавливают из цементирующих сталей. При необходимости бесшумной работы звездочки изготавливают из формальдегида или пластмассы.

Влияние числа зубьев малой  звездочки на долговечность цепной передачи

1. Увеличение  z1 приводит к увеличению угла поворота шарнира при набегании на звездочку, что способствует снижению износа.

2. При увеличении  z1 уменьшается допустимая величина удлинения цепи в результате износа.

3. Когда компактности предпочитают  наибольшую долговечность, число  зубьев малой звездочки принимают оптимальным: для втулочных и роликовых цепей z1 = 29 – 2U, для зубчатых цепей z1 = 35 – 2U, где U – передаточное отношение. В целях равномерного износа при нечетном числе звеньев цепи z1 желательно брать тоже нечетное.

Геометрия цепной передачи

d1 = p / sin(180°/z1), d2 = p / sin(180°/z2)

amin ³ (z2 – z1) × p /p, где p – шаг цепи.   Увеличение a способствует долговечности, т.к. уменьшается число пробегов цепи.

Межосевое расстояние ограничивают во избежание чрезмерного  натяжения цепи под действием собственной силы тяжести: amax £ 80 p. Оптимальное значение a = (30…50)p. Число звеньев цепи:

zЗ = 0,5(z1 + z2)

Для нормальной работы цепь должна иметь предварительное  натяжение, т.к. из-за вибрации может  произойти соскок цепи. Провисание цепи f = 0,02a < 45°. При угле наклона > 45° провисание f = (0,01 … 0,015)a. Для передач с регулируемым межосевым расстоянием провисание уменьшают на величину D = (0,02…0,04)а.

СОЕДИЕНИЕ ВАЛ-СТУПИЦА

Предназначена для передачи вращающегося момента и осевой нагрузки с вала на ступицу и наоборот. Соединение работает зацеплением или трением.

К работающим зацеплением относятся шпоночные, шлицевые, штифтовые соединения.

К работающим трением относятся соединения с  натягом, клеймовые, на конических втулках и концевые. 

Шпоночное соединение

Достоинства:

– простота и  надежность конструкции

– сравнительно низкая стоимость 

– удобство сборки и разборки

Недостатки:

– ослабляют  вал и ступицу шпоночными пазами

– вызывают значительную концентрацию напряжений

– вызывает эксцентричность  нагружения в месте посадки детали

Существует 2 вида шпоночных соединений:

– ненапряженное (призматическими, сегментными или  круглыми шпонками)

– напряженное (штифтами или призматическими шпонками)

Шпоночные пазы в ступице выполняются давлением или протягиванием, на валу фрезерованием пальцевой или дисковой фрезой.


Соединение сегментными шпонками

По принципу работы схожы с призматическими, но обладают некоторыми преимуществами.

– Пазы на валах  обрабатываются дисковыми фрезами  большей производительностью

–Крепление  шпонок на валу надежнее из-за большей  глубины врезания.

Недостаток:

– значительно  ослабляет вал

Соединение цилиндрическими

шпонками

Как правило, для соединения венца со ступицей колеса. Шпонка может быть гладкой  или нарезной. Центр шпонки должен быть смещен в сторону более слабого  материала на величину e.

Расчет шпоночного соединения

£ [d]СМ

Узкие шпонки дополнительно рассчитываются на срез:

Шлицевые соединения

Образованы  выступами – зубьями на валу, которые входят со впадины-пазы ступицы.

По сравнению со шпоночными соединениями имеют преимущества:

1. Большую  нагрузочную способность

2.  Более  высокое сопротивление усталости  вала

3. Лучшую технологичность  и точность изготовления

Внутренние  шлицы получают протягиванием и  шлифованием центрирующих поверхностей. Зубья получают фрезерованием червяными фрезами. По форме поперечного сечения различают:

– прямобочные

– эвольвентные

– треугольные

Шлицевые соединения могут быть подвижные и неподвижные.

По типу воспринимаемой нагружки различают соединения нагруженные:

– только вращающим  моментом

– вращающим  моментом и поперечной силой

– вращающим  моментом и изгибающим  моментом

– комплексной  нагрузкой

Расчет на смятие

£ [d]СМ , где Kg – коэффициент динамичности, KСМ – коэффициент концентрации нагрузки, ℓ – рабочая длина соединения, SF – удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала

Расчет на износ

, где KИЗН – коэффициент концентрации нагрузки

Соединение деталей с натягом

Соединение  с натягом осуществляется одним  из способов:

1. с нагревом  охватываемых деталей

2. с охлаждением  охватываемых деталей

3. запрессовкой 

4. с применением  гидрораспора (подвод масла под давлением в место сопряжения)

Расчетом находится  натяг с подбором соответсвующей посадки. В зависимости от этого определяется осевое усилие при запрессовке или t нагрева (охлаждении) деталей.

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Помимо выполнения крепежных функуий винтовые пары широко применяются для преобразования вращательного движения в поступательное, т.е. выполняют роль механизмов.

Достоинства:

– рациональная форма, компактность и конструктивная простота

– высокая  несущая способность

– удобство сборки и разборки

– широкие регулировочные возможности

Недостатки:

– уязвимы  при переменных нагрузках

– склонность к самоотвинчиванию при вибрациях

Основные параметры резьбы

d – наружный диаметр;

d1 – внутренний диаметр;

d2 – средний диаметр;

£ – угол профиля  резьбы;

p – шаг резьбы;

P0 – ширина основания;

x = – P0/P – коэффициент использования резьбы;

H – высота гайки;

t = n0×P – ход резьбы, для однозаходной резьбы t = P

n0 – число заходов;

– угол подъема винтовой линии;

При вращении винта на опорной поверхности витка возникает окружная сила трения FТР =FП ×f  = F ×f  /[cos(a/2) × cos y]. Составляющая силы трения на плоскость, перпендикулярную оси винта FТР¢ = FТР×cos y = F × f/ cos(a/2) = F×f ¢, где f ¢ = f/cos(a/2) – приведенный коэффициент трения в резьбе, f – коэффициент трения пары материалов винта и гайки.

Классификация резьб

По форме  поверхности, на которой нанесена резьба:

– цилиндрические

– конические

Конические  резьбы обеспечивают без специальных  уплотнений герметичность соединения. Применяются для соединения трубопроводов, гидросистем, бензосистем и т.д.

Информация о работе Детали машин