Шпаргалки для Деталей Машин. 1. Виды разрушения ремней. Расчет ременных передач по тяговой способности и на долговечность. Перегрев ремня

• Название: 1. Виды разрушения ремней. Расчет ременных передач по тяговой способности и на долговечность. Перегрев ремня
• Анкор: Шпаргалки для Деталей Машин
• Дата: 04.03.2023
• Размер: 6.03 Mb.
• Имя файла: MATALI_DEShIN.docx
• Тип: Документы; #968789
• страница: 5 из 5

23. Расчёт плотных заклёпочных швов

Заклёпочный шов – место соединения деталей или частей сооружения заклёпками. Плотные заклёпочные швы применяются в резервуарах с небольшим внутренним давлением. Они должны обеспечивать герметичность, т.е. отсутствие взаимного смещения соединяемых деталей.




Расчёт плотных заклёпочных швов производят в следующем порядке:

1. Определяем толщину стенки сосуда:

;

D – внутренний диаметр сосуда;

p – давление на поверхности стенки сосуда;

­– допускаемый коэффициент прочности продольного шва;

– допускаемое напряжение при растяжении материала стенки сосуда;

– припуск на коррозию металла (1 – 3 мм).

2. По полученному значению толщины стенки сосуда из справочных материалов принимаем диаметр заклёпки и шаг заклёпочного шва .

3. Производим проверочный расчёт заклёпок по допускаемому условному напряжению на срез и на плотность:

– условное расчётное напряжение на срез в заклёпках;

– сила, действующая на одну заклёпку;

– число плоскостей среза заклёпки.

Сила Р, действующая на одну заклёпку, равняется:

а) в продольном шве: б) в поперечном шве ;

– число заклёпок, которыми скрепляют листы на участке шва длиной t.

4. Вычисляем остальные размеры шва:

- расстояние заклёпки до края листа:

- расстояние между рядами заклёпок:

- толщина накладок:

24. Расчёт рабочих поверхностей зубьев червячных колёс на контактную прочность и на изгиб

В червячных передачах, аналогично зубчатым передачам, зубья червячного колеса рассчитывают на контактную прочность и на изгиб. В червячных передачах кроме выкашивания рабочих поверхностей зубьев велика опасность заедания и изнашивания, которые зависят от значений контактных напряжений. Поэтому для всех червячных передач расчет по контактным напряжениям является основным, а расчет по напряжениям изгиба — проверочным.

Расчёт по контактным напряжениям. Проверочный расчёт червячных передач по контактным напряжениям производим по формуле:



– расчётное контактное напряжение поверхностей зубьев и витков в зоне зацепления;

– диаметры червяка и колеса;

– коэффициент диаметра червяка;

– расчётный момент на червячном колесе;

­– число зубьев колеса.

Проектировочный расчёт червячных передач производим по формуле:

;

– межосевое расстояние;

– вращающий момент на червячном колесе.

Полученное расчётом значение округляют в большую сторону до стандартного значения.

Расчёт по напряжениям изгиба. Производят следующим образом:

1) Определяют число зубьев эквивалентного прямозубого колеса:

;

– угол подъёма витка червяка.

2) Находим коэффициент формы зуба :



3) Проводим проверку прочности зубьев червячного колеса на изгиб:



– коэффициент расчётной нагрузки;

– тангенциальные силы в червячном колесе;

m – модуль зацепления;

25. Расчёт сварных соединений втавр. Соединения контактной сваркой и их расчёт.

Втавр (впритык) соединяют элементы, расположенные во взаимно перпендикулярных плоскостях. Это соединение выполняют стыковым швом с разделкой кромок или угловыми швами без разделки кромок (рис.3.15,б). При нагрузке,



При нагружении изгибающим моментом и силой прочность сварного соединения определяют по формулам:

– для стыкового шва;

– для углового шва;

Классификация и разновидности сварных соединений:

- по протяженности - на непрерывные, прерывистые и точечные;

- по назначению: прочные (обеспечивают передачу нагрузки с одно­го элемента на другой); плотные (главные требования герметичность) и прочно-плотные (обеспечивают передачу на­грузки герметичность соединения — непроницаемость для жидкостей и газов);

- по расположению сварного шва в пространстве: нижнее, вертикальное, горизонтальное, потолочное. 

- по условиям работы – рабочие, предназначенные для восприятия основных нагрузок, и соединительные, назначением которых является только скрепление отдельных элементов конструкции в единое целое.

По взаимному расположению свариваемых элементов различают сле­дующие виды соединений

- стыковые С.

- нахлесточные Н, ло­бовые; фланговые.

- с накладками.

- тав­ровые Т ­– свариваемые элементы располагаются во взаимно перпендикулярных плоскостях.

- угловые У – применяются для изготовления тары из листовой стали, ограждений и др. Выполняются угловыми швами. Эти соединения передают малые нагрузки и поэтому не рассчитываются на прочность. 

Расчёт соединений контактной сварки:

Стыковая контактная сварка при соблюдении установленных правил технологии обеспечивает равно прочность соединения и деталей, поэтому можно не выполнять специальных расчетов прочности соединения при статических нагрузках. Это справедливо только в том случае, если разогрев металла в зоне сварки не влечет за собой снижения его прочности (например, низкоуглеродистые и низколегированные cтали, не подвергающиеся термообработке). В противном случае допускаемое напряжение при расчете деталей в месте стыка снижают с учетом уменьшения прочности материала в зоне термического влияния. При переменных нагрузках допускаемые напряжения понижают по сравнению со статическими, так же как и для стыковых соединений дуговой сваркой.

2 6. Расчёт сварных стыковых швов

Швы этих соединений работают на растяжение, сжатие и изгиб в зависи­мости от направления действующей нагрузки. Основ­ным критерием работоспособности стыковых швов является их прочность шва или околошовной зоны.

Условие прочности на растяжение:

;

– нагрузка, действующая на шов;

– толщина детали;

– длина шва.

Условие прочности на изгиб:

;

27. Расчет сварных угловых швов.

Фланговые швы. Условие прочности фланговых швов записывают в виде:



– расчётная высота шва;

– длина шва;

– катет шва.

Лобовые и косые швы.



Основными напряжениями в лобовых швах являются нормальные напряжения и касательные По методу, принятому в инженерной практике, лобовые швы рассчитывают только на касательные напряжения . Расчёт производят по формуле:

В случае применения нахлестки, выполненной косым швом, угол наклона шва α из условия равнопрочности шва и основного металла принимают близким к 30˚:



К огда соединение лобовым швом нагружено моментом, касательные напряжения находим по формуле:



Комбинированные соединения лобовыми и фланговыми швами рассчитывают на основе принципа распределения нагрузки пропорционально несущей способности отдельных швов:





28. Ременные передачи. Достоинства и недостатки. Основные геометрические соотношения. Усилия в ветвях ремня. Нагрузка на валы и подшипники.

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого. Она состоит из двух шкивов (ведущего, ведомого) и охватывающего их бесконечного ремня, надетого с натяжением. Возможны передачи и с несколькими ведомыми шкивами. Ведущий шкив силами трения, возникающими на поверхности контакта шкива с ремнем вследствие его натяжения, приводит ремень в движение. Ремень в свою очередь заставляет вращаться ведомый шкив. Таким образом, мощность передается с ведущего шкива на ведомый. С увеличением угла обхвата шкива ремнем, натяжения ремня и коэффициента тре­ния возрастает возможность передачи большей нагрузки.



Классификация ременных передач:

Ременные передачи классифицируют по следую­щим признакам.

1. По форме сечения ремня:

а) плоскоременные (попе­речное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника);

б) клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции);

в) круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга);

г) с поликлиновыми ремнями (ремень снаружи имеет плоскую поверхность, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, выполненными в поперечном сечении в форме трапеции).

д) с зубчатыми ремнями (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов);

 

 

2.  По взаимному расположению осей валов:

- с параллельными осями (а, б);

- с пересекающимися осями — угловые (г);

- со скрещивающимися осями (в).

3.  По направлению вращения шкива:

- с одинаковым  направлением  (открытые  и  полуоткрытые) (а);

- с противоположными направлениями (перекрестные) (б).

4.  По способу создания натяжения ремня:

- простые (а);

- с нажимным роликом (д);

- с натяжным устройством.

5.  По конструкции шкивов:

- с однорядными шкивами (а—д);

- с двухшкивным валом, один из шкивов которого холостой;

- со ступенчатыми шкивами для изменения передаточного числа (е).

6. По количеству валов, охватываемых одним ремнем:

- двухвальная передача;

- трехвальная передача;

- четырехвальная передача;

- многовальная передача.

7. По виду тягового (основного несущего) слоя (корда), располагающегося примерно по центру тяжести поперечного сечения ремня, различают

- кордотканевые ремни;

- кордошнуровые ремни.

Достоинства ременных передач:

- возможность расположения ведущего и ведомого шкивов на больших расстояния;

- передаточное отношение i <7;

- плавность хода;

- бесшумность работы передачи, обусловленные эластичностью ремня;

- малая чувствительность к толчкам и ударам, а также к перегрузкам, способность пробуксовывать;

- возможность работы с большими угловыми скоростями до 30 м/с;

- предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня;

- пониженные требования к точности взаимного расположения валов передачи;

- возможность работы при высоких оборотах;

- способность самопредохранения от неучтенных перегрузок, благодаря возможности пробуксовки ремня на шкивах;

- простота конструкции;

- дешевизна.

Недостатки ременных передач:

- значительные габариты шкивов;

- высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;

- малая точность

- невысокие износостойкость и выносливость ремней;

- постепенное вытягивание ремней, их недолговечность;

- необходимость применения в передачах специальных устройств, предназначенных для натяжения ремня, или его перешивок по мере вытягивания в процессе эксплуатации передачи;

- необходимость защиты ремней от попадания на них минеральных масел, бензина, щелочей и т.п.;

- возможность электризации ремней, исключающая использование ременных передач во взрывоопасных средах.

Основные геометрические соотношения:

• 
  D1 и D2 — диаметры ведуще­го и ведомого шкивов; 
  
• 
  а — межосевое расстояние; 
  
• 
  В — ширина шкива; 
  
• 
  L — длина ремня;
  
• 
   α — угол обхвата; 
  
• 
  β — угол между ветвями ремня;
  
• 
  α1 и α2 – углы обхвата.
  

1.Межосевое расстояние рассчитывается по формуле:



Для нормальной работы плоскоременной передачи должно соблюдать­ся условие:





2. Диаметр ведущего шкива: ;

– мощность на ведущем валу; – угловая скорость ведущего вала.

3. Диаметр ведомого вала:

– передаточное число; – коэффициент скольжения.

3. Допускаемые углы обхвата ременных передачи:

4. Угол между ветвями ремня: .

Усилия в ветвях ремня:



Силы натяжения в ветвях ремня при холостом ходу:

Окружная сила на ведущем вале: ;

– коэффициент динамической нагрузки;

Начальная сила натяжения:

A – площадь поперечного сечения ремня плоскоременной передачи;

– начальная сила натяжения ремня.

Силы натяжения в ветвях ремня при передачи нагрузки:

или

f – коэффициент трения покоя между ремнём и шкивом;

– угол обхвата шкива.

Нагрузка на валы и подшипники:

Нагрузку на валы и подшипники можно найти по формуле:

;

Нагрузка на валы и подшипники в 2,5 – 4,0 раз превышает окружную силу .

29. Самоторможение и КПД винтовой пары. Расчет резьбы на прочность.

Условие самоторможения можно записать в виде 

Рассматривая самоторможение только в резьбе без учета трения на торце гайки, получим  , или  ;

Для крепежных резьб значение угла подъема Ψ лежит в пределах 2°30' – 3°30', а угол трения φ изменяется в пределах 6° (при f ≈ 0,1) – 16º (при f ≈ 0,3). Таким образом, все крепежные резьбы – самотормозящие. Резьбы для ходовых винтов выполняют как самотормозящие, так и несамотормозящие.

КПД винтовой пары:

КПД винтовой пары можно определить по формуле:



– угол подъёма резьбы;

– угол трения.

–

–

Если ведущим является вращающее движение, то КПД определяется соотношением:

Если же ведущим является поступательное движение:



Расчёт резьбы на прочность:

Условие прочности витка резьбы по смятию:

а) для гайки:

б) для винта

F - осевая сила, действующая на болт;

d2 - средний диаметр резьбы;

h - высота витка;

  z - число витков резьбы в гайке;

[σ]смв - допускаемое напряжение смятия материала винта;

[σ]смг - допускаемое напряжение смятия материала гайки.

Расчет резьбы по напряжению среза:

а) для винта:

б) для гайки:

F — осевое усилие, действующее на болт; 

d1 — внутренний диаметр резьбы; 

d — наружный диаметр резьбы; 

Н — высота гайки; 

K=cd/P — коэф­фициент, учитывающий тип резьбы.

30. Самоуправляемые муфты (обгонные, центробежные и предохранительные) и их расчет.

В технике муфты — это соединительные устройства для тех валов, концы которых подходят один к другому вплотную или же удалены на небольшое расстояние. Соединение валов муфтами обеспечивает передачу вращающего момента от одного вала к другому. Валы, как правило, расположены так, что геометрическая ось одного вала составляет продолжение геометрической оси другого вала. С помощью муфт можно также передать вращение с валов на зубчатые колеса, шкивы, свободно насаженные на эти валы. Самоуправляемые муфты предназначены для автоматического разъединения валов в зависимости от изменения одного из следующих параметров: вращающего момента — предохранительные муфты, направления вращения — обгонные, и скорости вращения - центробежные. Эти муфты предназначены для автоматического разъединения валов в тех случаях, когда параметры работы машины становятся недопустимыми по тем или иным показателям.

Расчёт муфт:

Условие передачи муфтой расчетного момента ;  : ;

где  – момент сил трения, Н·м;



– центробежная сила, Н;

m – масса груза, кг;

r – расстояние от оси вращения до центра масс груза, мм;

f – коэффициент трения;

D – диаметр ведомой полумуфты, мм;

z – число грузов.

Износостойкость рабочих поверхностей трения грузов проверяют по величине давления p, МПа:

где ab – площадь проекции опорной  поверхности груза, мм2.

31. Сварное соединение. Расчет фланговых швов на прочность.

Сварным соединением называют неразъемное соединение деталей с помощью сварных швов. Условие прочности фланговых швов записывают в виде:



– расчётная высота шва;

– длина шва;

– катет шва.



В тех случаях, когда короткие фланговые швы недостаточны для выполнения условий равнопрочности, соединение усиливают прорезными швами или лобовым швом. Условие прочности соединения с прорезным швом при k=δ





Если соединение нагружено моментом, то напряжения от момента распределяются по длине шва неравномерно, а их векторы направлены различно (напряжения пропорциональны плечам е и перпендикулярны им). Неравномерность распределения напряжений тем больше, чем больше l/b. В общем случае максимальные напряжения можно определить по формуле:



полярный момент сопротивления опасного сечения швов в плоскости разрушения.

32. Сварные соединения. Виды сварных соединений и типы сварных швов.

Классификация и разновидности сварных соединений:

- по протяженности - на непрерывные, прерывистые и точечные;

- по назначению: прочные (обеспечивают передачу нагрузки с одно­го элемента на другой); плотные (главные требования герметичность) и прочно-плотные (обеспечивают передачу на­грузки герметичность соединения — непроницаемость для жидкостей и газов);

- по расположению сварного шва в пространстве: нижнее, вертикальное, горизонтальное, потолочное. 

- по условиям работы – рабочие, предназначенные для восприятия основных нагрузок, и соединительные, назначением которых является только скрепление отдельных элементов конструкции в единое целое.

По взаимному расположению свариваемых элементов различают сле­дующие виды соединений

- стыковые С.

- нахлесточные Н, ло­бовые; фланговые.

- с накладками.

- тав­ровые Т ­– свариваемые элементы располагаются во взаимно перпендикулярных плоскостях.

- угловые У – применяются для изготовления тары из листовой стали, ограждений и др. Выполняются угловыми швами. Эти соединения передают малые нагрузки и поэтому не рассчитываются на прочность. 

33. Силовые соотношения в винтовой паре и расчет на прочность винта.

Силовые соотношения в винтовой паре передачи:



Силы, возникающие в резьбе: 

— осевая сила; 

 — окружная сила, находится из формулы:

где   — коэффициент трения;   — нормальная реак­ция.

На рис. 23 R — равнодействующая сил N и Ff , угол   между векторами сил R и N — угол трения. 

– формула справедлива только для прямоугольной резьбы;

– для треугольной или трапецеидальной резьбы;

- приведенный угол трения;

– угол профиля резьбы.

Расчёт винта на прочность:

При вращении винт сжимается и скручивается. Стержень винта проверяют на прочность по эквивалентному напряжению по гипотезе формоизменения:



­­­­– сжимающее нормальное напряжение, действующее на винт;

– внутренний диаметр резьбы винта;

– касательное напряжение, действующее на винт;

34. Современные тенденции в развитии машиностроения. Требования к машинам и их деталям. Основные критерии работоспособности деталей. Надежность машин и пути повышения их надежности. 

Предъявляются следующие основные требования: высокая производительность и надежность; удобство и безопасность обслуживания, экономичность в изготовлении и эксплуатации; небольшие габариты; технологичность; максимальная взаимозаменяемость и унификация узлов и деталей.

Работоспособность – состояние изделия, при котором оно способно выполнять заданные функции с параметрами, установленными нормативно-технической документацией. Прочность – способность детали сопротивляться разрушению или возникновению пластичных деформаций под действием приложенных к ней нагрузок. Жесткость – способность деталей сопротивляться упругим деформациям, изменению их формы и размеров под действием нагрузок. Износостойкость – сопротивление трущихся деталей изнашиванию. Теплостойкость – способность конструкции сохранять работоспособность в пределах заданных температур в течение заданного срока службы; Надежность – свойство детали или машины в целом выполнять заданные функции с сохранением эксплуатационных показателей в течение требуемого промежутка времени или требуемой наработки. Для повышения надежности повышаю стойкость к внешним воздействиям. К методам повышения сопротивляемости машины внешним воздействиям относятся, например, уменьшение нагрузок, действующих на механизмы, применение рациональных методов смазки, исключение влияния технологической наследственности.



35. Сцепные муфты (кулачковые и фрикционные).

А. Кулачковые муфты.

Кулачковая муфта — это управляемая или сцепная муфта, которая состоит из двух полумуфт, расположенных на концах валов. В рабочем положении выступы одной полумуфты входят во впадины другой, при этом одна из полумуфт является подвижной при помощи механизма управления муфтой.

Кулачковые муфты следует включать в неподвижном состоянии или при малой разности угловых скоростей валов, так как при включении на ходу не­избежно появление динамических нагрузок. Как правило, скорость относительного вращения валов при включении не должна превышать 1 м/с. Подвижную полумуфт рекомендуется располагать на ведомом валу, что уменьшает износ деталей управления муфтой.

Преимуществами кулачковых муфт по сравнению с фрикционными являются малые габаритные размеры и отсутствие относительного поворота соединяе­мых валов. Число кулачков выбирается в зависимости от передаваемого крутя­щего момента (при данном диаметре муфты число кулачков тем меньше, чем больше крутящий момент) и от желаемого времени включения муфты. Если обозна­чить: z— число кулачков, n— частота вращения, об/мин, t₀ — время включе­ния муфты, с, то t_a= 60/(nz), откуда z = 60/(n t₀).

Б. Фрикционные муфты.

Фрикционные муфты передают крутящий момент от ведущего вала к ведо­мому при помощи сил трения, создаваемых на контактных поверхностях сцепля­ю­щихся частей муфты. Включение муфты производится прижатием друг к другу указанных поверхностей, а выключение — их разъединением. Путем изменения силы прижатия трущихся поверхностей можно регулировать силу трения и осу­ществлять плавное сцепление (пуск машины) при любой разности частот вра­щения ведущего и ведомого валов. Плавность включения муфт позволяет избе­жать больших динамических нагрузок и шума при пуске. Фрикционные муфты дают возможность регулировать время разгона ведомых частей и наибольший крутя­щий момент, передаваемый муфтой. Последнее свойство позволяет ис­пользовать муфту в качестве предохранительного звена. Фрикционные муфты непригодны в тех случаях, когда требуется строгое совпадение угловых скоро­стей соединяемых валов, так как при случайном проскальзывании муфты это условие нарушается.

По направлению перемещений сцепляющихся элементов фрикционные муфты делятся на осевые (конусные — рис. 28 и дисковые — рис. 29) и радиаль­ные (колодочные — рис. 30, ленточные и с разжимным кольцом — рис. 30).

Управление муфтами может быть рычажным (или рычажно-кулачковым), гид­равлическим, пневматическим и электромагнитным.

36. Фрикционные передачи и их расчет. Вариаторы.

Назначение.

Фрикционные передачи относится к механическим передачам трения с непосредственным контактом и состоят из двух соприкасающихся между собой колес (катков, роликов, дисков). Вращение одного из колес преобразуется во вращение другого за счет сил трения, возникающих в месте контакта колес. Необходимая сила трения между колесами фрикционной передачи достигается прижатием одного из них к другому. Фрикционные передачи могут быть с параллельными и пересекающимися валами, открытые и закрытые, с постоянным либо с плавно изменяемым передаточным отношением.

Преимущества.

Простота конструкций, бесшумность и плавность работы, малые колебания за оборот вала передаточного числа с возможностью его бесступенчатого плавного регулирования, автоматическая защита от перегрузок, при которых колеса пробуксовывают.

Недостатки.

Большие нагрузки на валы и опоры, необходимость установки специальных прижимных устройств. Относительно меньший КПД и изменение передаточного отношения во времени в связи проскальзыванием колес и их износом, невозможность применения в приводах с постоянным передаточным числом и переменными нагрузками, износ при буксовании ведущего колеса.

Порядок выполнения проектного расчета. При проектном расчете из условия обеспечения контактной прочности поверхности стальных колес определяется диаметр ведущего колеса   цилиндрической фрикционной передачи:

, (11.1)

При проектном расчете из условия обеспечения износостойкости поверхности неметаллических колес определяется диаметр ведущего колеса   цилиндрической фрикционной передачи:

, (11.2)

Где   - допустимая удельная сила в контакте поверхностей: для пары резина – сталь  10...30 , для пары текстолит – сталь  40…80 , для пары металлокерамика – сталь  130 .

Расчетный диаметр ведущего колеса   и его ширина   округляются до ближайших больших стандартных размеров из ряда стандартных чисел.

Расчетные диаметр и ширина ведомого колеса определяются по формулам:

, (11.3)

Полученные значения округляются до ближайших стандартных чисел.

Расчетное усилие прижатия колес

. (11.5)

Окружное усилие на колесах передачи

. (11.6)

Межосевое расстояние передачи

. (11.7)

Порядок выполнения проверочного расчета. При проверочном расчете из условия обеспечения контактной прочности поверхности стальных колес определяют расчетные контактные напряжения и сравнивают их с допустимыми

 (11.8)

При проверочном расчете передачи с одним неметаллическим колесом определяется удельная сила в контакте и сравнивается с допустимой удельной силой

. (11.9)

 



Вариа́тор— устройство, передающее крутящий момент и способное плавно менять передаточное отношение в некотором диапазоне регулирования. Изменение передаточного отношения может производиться автоматически, по заданной программе или вручную.

37. Цепные передачи. Достоинства и недостатки. Основные геометрические соотношения. Критерии работоспособности приводных цепей и их расчет.

Цепная передача относится к передачам зацеплением с гибкой связью. Цепные передачи применяют в станках, транспортных, сельскохозяйственных и других машинах для передачи движения между параллельными валами, расположенными на значительном расстоянии, когда зубчатые передачи непригодны, а ременные ненадежны.

Достоинства цепных передач:

1. Передача движения зацеплением, а не трением позволяет передавать большие мощности, чем с помощью ремня;

2. Практически не требуется натяжение цепи, следовательно, уменьшается нагрузка на валы и опоры;

3. Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство среднего передаточного отношения;

4. Цепи могут устойчиво работать при меньших межосевых расстояниях и обеспечить большее передаточное отношение, чем ремённая передача;

5. Цепные передачи хорошо работают в условиях частых пусков и торможений;

6. Цепные передачи имеют высокий КПД.

Недостатки цепных передач:

1. Износ цепи при недостаточной смазке и плохой защите от грязи;

2. Сложный уход за передачей;

3. Повышенная вибрация и шум;

4. По сравнению с зубчатыми передачами повышенная неравномерность движения;

5. Удлинение цепи в результате износа шарниров и сход цепи со звёздочек.

8.6. Критерии работоспособности цепных передач

 

Кр – коэффициент режима нагрузки;

Т1 – вращающий момент на ведущей звёздочке;

[p] – допускаемое среднее давление в шарнире;

m – число рядов цепи; z1 = 29 – 2u – минимальное число зубьев ведущей звёздочки цепи.

После подбора цепи по стандарту выбранная передача проверяется на износостойкость по формуле:

 где   - окружная сила, d1 - делительный диаметр звездочки; А=dobB – площадь проекции опорной поверхности шарнира, d0 – диаметр оси 5, В – длина втулки.

38. Цилиндрические зубчатые передачи. Геометрические параметры и силы в зацеплении.

Зубчатая передача — это механизм или часть механизма в состав которого входят зубчатые колёса. Движение пе-редаётся с помощью зацепления пары зубчатых колёс. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее – колесом. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, параметрам колеса – индекс 2.

Достоинства зубчатых передач: • Возможность применения в широком диапазоне скоростей, мощностей и передаточных отношений. • Высокая нагрузочная способность и малые габариты. • Большая долговечность и надёжность работы. • Постоянство передаточного отношения. • Высокий КПД (87-98%). • Простота обслуживания. 

Недостатки зубчатых передач: • Большая жёсткость не позволяющая компенсировать динамические нагрузки. • Высокие требования к точности изготовления и монтажа. • Шум при больших скоростях.

d = m∙z- диаметр делительной окружности;

d_a =(m∙z +2∙m) - диаметр окружности вершин зубьев;

d_f =(m∙z – 2,5∙m) - диаметр окружности впадин зубьев;

p = π∙m - шаг по делительной окружности (расстояние между одноименными точками профилей соседних зубьев, измеренное в сечении, нормальном линиям зубьев);

s = 0,5∙p - толщина зуба по делительной окружности;

e = 0,5∙p - ширина впадины по делительной окружности;

h_a = m - высота головки зуба;

h_f = 1,25∙m - высота ножки зуба;

h = 2,25∙m - высота зуба;

b - ширина зубчатого венца.

р/π =m - окружной модуль зубьев (основная геометрическая характеристика зубьев).

39. Цилиндрические зубчатые передачи. Расчет зубьев на контактную прочность.



где К_н= К_щК_Ни — коэффициент нагрузки; b₂ = ψ_baa_w.

40. Червячные передачи. Основные геометрические параметры. Передаточное число. Материалы червячных передач. Силы, действующие в зацеплении.

Червячная передача — это зубчато-винтовая передача, движение в которой осуществляется по принципу винтовой пары.

Основные геометрические размеры червяка:

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..

Значения коэффициентов диаметра червяка q выбирают из ряда: 7,1; 8,0; 9,0; 10,0; 11,2; 12,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0.

Длина нарезанной части червяка зависит от числа витков.

U=Z1/Z2 – передаточное число

Червяки в силовых передачах выполняют из сталей, закаливаемых до значительной твердости. Наивысшие показатели дают передачи с червяками из цементуемых сталей (12ХН3, 15ХФ, 18ХГТ, 18ХНВА, 20Х2Н4А и др.). Твердость на поверхности при этом: HRC 58…63. Шлифовка и полировка червяка обязательны. Применяют также газовую нитроцементацию (25ХГТ, 25ХГМ). HRC 56…63. Широко применяют также червяки из среднеуглеродистых сталей (45, 40Х, 40ХМ, 35ХГСА, 38ХГН) с поверхностной или объемной закалкой. Шлифовка и полировка обязательны. Также применяют червяки из азотируемых сталей (38Х2МЮА, 38Х2Ю). Улучшенные червяки применяют вместо закаленных по технологическим соображениям (например, отсутствие оборудования для шлифовки червяков); при этом: НВ  350.

Окружное усилие на червячном колесе равно осевому усилию на червяке:

P₂ = 2M₂/d₂,

41. Шпоночные соединения. Расчет призматических, сегментных и цилиндрических шпонок.

Шпоночные соединения – соединения для закрепления на валах и осях зубчатых колёс, шкивов, звёздочек и других деталей при помощи шпонок и для передачи крутящего момента от вала к ступице насаженной детали и наоборот.

ШПОНКИ ПРИЗМАТИЧЕСКИЕ.

Условие прочности на смятие:

[T_max] = 0,5·d·K·l·[σ_см]·10^-3

Условие прочности сечения С - С на срез:

[T_max] = 0,5·(d+K)·b·l·[τ_ср]·10^-3

В случае установки двух противоположно расположенных шпонок вводят поправочный коэффициент 0,75.

ШПОНКИ СЕГМЕНТНЫЕ

Условие прочности выступающей части шпонки на смятие:

[T_max] = 0,5·d·K·l·[σ_см]·10^-3

Условие прочности сечения С - С на срез, где l = 0,95b:

[T_max] = 0,5·(d+K)·b·l·[τ_ср]·10^-3

ШПОНКИ ТОРЦОВЫЕ

Торцовая шпонка - это призматическая шпонка, поставленная в плоскость стыка, например, при фланцевом соединении концов двух валов.

Узкая грань шпонки подвергается смятию; продольное сечение шпонки, плоскость которого совпадает с плоскостью стыка валов, испытывает напряжение среза (сдвига).

Условие прочности на смятие:
ШПОНКИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

Диаметральное сечение проверяют на срез, боковую поверхность - на смятие.

Условие прочности диаметрального сечения на срез:

T = 0,5·d·d₁·l·[τ_ср]·10^-3

Условие прочности боковой поверхности на смятие:



42. Волновые передачи. Достоинства и недостатки. Конструкции. Передача движения в герметичное пространство.

Волновые зубчатые передачи в кинематическом отношении представляют собой планетарные передачи с одним гибким зубчатым колесом. Жесткое зубчатое колесо соединено с корпусом передачи. Гибкое зубчатое колесо изготовляют либо в виде стакана с тонкой, легко деформирующейся стенкой, либо в виде свободно деформирующегося кольца.

Делительный диаметр гибкого зубчатого колеса d₂ меньше делительного диаметра жесткого колеса d₁:



Гибкое зубчатое колесо помещается внутри жесткого зубчатого колеса, в котором оно обкатывается, а водило вставляется внутрь гибкого зубчатого колеса.

Вращательное движение в волновой зубчатой передаче осуществляется от ведущего звена к ведомому благодаря бегущей волновой деформации гибкого зубчатого колеса.

Разность чисел зубьев волновой передачи принимается равной или кратной числу волн k:




Достоинство гибкой зубчатой передачи заключается также в возможности передачи движения в герметизированное пространство Недостатки волновых передач: сложность конструкции, пониженные надежность и долговечность гибкого зубчатого колеса, повышенные потери мощности на трение в передаче и на деформацию гибкого зубчатого колеса. Зубья зубчатых колес волновых передач изготовляют различных профилей, но чаще всего эвольвентного.

Гибкие зубчатые колеса изготовляют в зависимости от назначения передачи либо из высокопрочных сталей, либо из полиамидов и других пластмасс.

43. Подшипники качения. Виды. Конструкция. Достоинства и недостатки. Области применения.

Подшипник качения -шарики или ролики, установленные между кольцами и удерживаемые на определенном расстоянии друг от друга обоймой. представляет собой готовый узел, основным элементом которого являются тела качения

В процессе работы тела качения катятся по беговым дорожкам колец, одно из которых в большинстве случаев неподвижно. Распределение нагрузки между несущими телами качения неравномерно (рис. 21.7) и зависит от величины радиального зазора в подшипнике и от точности геометрической формы его деталей.



Подшипники качения широко распространены во всех отраслях машиностроения. Они стандартизованы и изготовляются в массовом производстве на ряде крупных специализированных заводов.

Достоинства и недостатки подшипников качения

Достоинства:

1. 
   Сравнительно малая стоимость вследствие массового производства подшипников.
   
2. 
   Малые потери на трение и незначительный нагрев. Потери на трение при пуске и установившемся режиме работы практически одинаковы.
   
3. 
   Высокая степень взаимозаменяемости, что облегчает монтаж и ремонт машин.
   
4. 
   Малый расход смазки.
   
5. 
   Не требуют особого внимания и ухода.
   

Недостатки:

1. 
   Высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам вследствие большой жесткости конструкции подшипника.
   
2. 
   Малонадежны в высокоскоростных приводах из-за чрезмерного нагрева и опасности разрушения сепаратора от действия центробежных сил.
   
3. 
   Сравнительно большие радиальные размеры.
   
4. 
   Шум при больших скоростях.
   

Подшипники качения классифицируют по следующим основным признакам:

• 
  шариковые и роликовые,
  
• 
  радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные;
  
• 
  однорядные и многорядные
  
• 
  несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся (сферические);