Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Лекции по ДМиОК - файл Лекции ДМ.doc


Лекции по ДМиОК
скачать (1262.1 kb.)

Доступные файлы (1):

Лекции ДМ.doc2450kb.11.01.2009 23:07скачать

содержание
Загрузка...

Лекции ДМ.doc

  1   2   3
Реклама MarketGid:
Загрузка...
Детали машин.

1.1 Классификация деталей машин.

Деталь – составная часть машины, изготовленная без сборочных операций.

Детали машин делятся:

  • детали соединений (сварные, резьбовые, заклепочные, соединение вал-ступица, шпоночные, шлицевые, натяг, профильные и т. д.);

  • детали вращений (валы, оси);

  • детали передач (передачи с гибкой связью, ременные, цепные, передачи зацеплением – зубчатые, планетарные, червячные, фрикционные и т. д.);

  • детали поддерживающие (подшипники);

  • корпусные детали и пружины;

  • детали муфт.


^ 1.2. Критерии работоспособности деталей машин.

    1. Прочность – способность детали, обеспечить работоспособность конструкций в течение заданного срока службы без разрушений. Прочность бывает статическая и при переменных нагрузках (выносливость или усталость).

    2. Жёсткость – способность конструкции сопротивляться деформациям.

    3. Износостойкость – способность конструкций сопротивляться износу (изменению форм и размеров в результате трения).

    4. Теплостойкость – способность обеспечить работоспособность конструкции в условиях повышенных температур.

    5. Вибростойкость – способность детали или конструкции работать в условиях вибраций и колебаний.

    6. Надёжность – способность безотказной работы конструкции.


^ 1.2.1 Статическая прочность.

Виды нагружения, разрушения и условия прочности различных конструкций.

Виды нагружения:


  1. Растяжение-сжатие (разрыв):

- сварные, резьбовые соединения, цепные, ременные передачи.


  1. Изгиб (излом):

- ременные, зубчатые, планетарные, червячные передачи, валы, оси, муфты.



Круглое сечение:

Прямоугольное сечение:




  1. Кручение (срез):

- валы и шлицевые соединения.

Круглое сечение:


  1. Срез (возникший в результате нагружения поперечными силами Q):

- сварные, заклёпочные, шпоночные соединения (зависит от марки материала и работы констр.).


  1. Смятие (подвергаются конструкции из-за силы, действующей перпендикулярно плоскости смятия):

- шпоночные, шлицевые соединения.


  1. Контактное нагружение (контакт выкрашивания происходит в случае сдавливания криволинейных поверхностей):

Формула Герца (напряжения при контактном нагружении):



q – удельная нагрузка, приходящаяся на единицу длины контактирующих линии;

ρпр – приведённый радиус кривизны контактирующих поверхностей;

Е1, Е2 – модули упругости контактирующих деталей (Е=2·105 МПа);

μ1, μ2 – коэффициент Пуассона (μ=0,3 – сталь).
^ 1.2.2 Прочность при переменных нагрузках (выносливость).

Кривая Веллера (для каждого материала) – кривая выносливости:

σ


σlim


NR


Nб

N
N

σR


σlim – предел выносливости материала

Предел выносливости материала – максимальное напряжение, которое выдерживает деталь при достаточно большом числе циклов не разрушаясь.

Nб – базовое число циклов;

NR – текущее число циклов;

σR – соответствующее ему напряжение;

m – показатель степени функции.



kHL – коэффициент долговечности.

Если kHL<1, его принимают равным 1 из условия экономичности.

σlim, Nб – выписываются из справочного материала.

Виды нагрузок, примеры различных циклов нагружения.


  1. Асимметричный цикл.


σ


N

σmin

σmax

σa
(амплитудное напряжение)

(среднее напряжение)


σm
(коэффициент асимметрии цикла)


  1. Симметричный цикл.


σ


σa

σmin

σmax

N





Пример: норм напряжение изгиба вращающегося вала.


  1. Пульсационный (отнулевой) цикл.


σ


N

σa

σmax

Пример: касательное напряжение кручения.


^ Расчет на прочность.

Расчет на прочность обычно производится по условию прочности, задаваясь определённым коэффициентом запаса прочности, который равен отношению действующего (амплитудного) напряжения к пределу выносливости материала.

Износостойкость.

Кривая износа

I – интенсивность износа,
I


t – время.

Виды износа:

- механический (абразив частицы);

- молекулярно-механический (проникновение материала одной детали в др.);

-
t
коррозионно-механический.


Зона интенсивного износа

(приработки)

I

Зона установленного износа

II

Зона интенсивного износа

(значительный износ)

III

1.2.3 Жесткость.

Некоторые детали рассчитаны на жесткость.

у – прогиб, θ – угол закручивания

у и θ определяются или из уравнения линии балки, или графическим методом (интеграл Мора или метод Верещагина).

[y], например для вала, определяется условиями работы подшипников.
1.2.4 Теплостойкость.

Счит. не многие машины и устройства, а только те, которые работают в условиях повышенной температуры (подшипники, червячные передачи).



Для увеличения теплостойкости:

- тепловые и гидродинамические расчеты;

- теплоотвод (вентиляторы, охлаждающие жидкости).
^ 1.2.5.Вибростойкость (специальные случаи).

Способ борьбы с вибрацией:

- виброизоляция (используют под. Элементы)

- применение вибратора (колебание противоположной фазы)
1.2.6 Надежность.

Оценивается с помощью коэффициента надежности k:



Вср – число срабатываний машины,

В – общее число включений машины

Все элементы системы подключены либо последовательно, либо параллельно.

Послед соединение:


k1

k2

k3


Э1

Э2

Э3



kсист<kсамого ненадёжного элемента

Рационально использованные элементы с одинаковым k.


Параллельное соединение (дорогое):


k1


Э1

Э2

k2


1/k =1/k1+1/k2+….


Используют в летательных аппаратах и в других ответственных конструкциях.

Способы повышения надежности:

- увеличение прочности (неэкономично);

- высокая доступность, ремонтопригодность и хорошие условия эксплуатации и смазка элементов;

- выбор теоретически обоснованных методик расчета (при этом предпочитаются статич. опред. систем);

- резервирование (дорог, сводится к введению не одного, а нескольких двиг. самолета)

- принцип проверяемости качества системы.
^ 2.Резьбовые соединения
Резьбовые соединения – разъемные.

Типы, виды профилей резьбы, основные параметры резьбы, проставление резьбы на чертежах, виды деталей резьбовых соединений, виды стопорений.

Профили: треугольные, трапецеидальные, прямоугольные, круглые.

Треугольные резьбы (крепежные), диаметр приведенного коэффициента трения выше, чем у других резьб:

Приемущества треугольных резьб: 1.значительная металлоемкость.

Недостатки: !.простота, возможность точного изготовления.

2.возможность создания больших осевых сил.

3. возможность фиксирования зажима в любом положении.

4. удобная форма, малые размеры.
Приведенный коэффициент трения равен:




α – угол профиля резьбы.

Треугольные резьбы:



Метрические Дюймовые

^ 2.1 Основные параметры метрической резьбы.



Н – высота профиля

α – угол профиля

Р – шаг резьбы


Резьба имеет три диаметра:

d - наружный диаметр резьбы (болта);

D - наружный диаметр внутренней резьбы (гайки);

d2 - средний диаметр резьбы;

d1- внутренний диаметр резьбы;

Шаг резьбы - мелкий и крупный.

Мелкий шаг используется на тонкостенных поверхностях. Резьба, имея малый егол подьема вика резьбы, используется при колебаниях и вибрациях.

Крупный шаг – (на чертежах не проставляется).

Пример обозначения резьбы с мелким шагом:

резьба с мелким шагом (метрическая), шаг и диаметр измеряется в мм.



Дюймовые резьбы имеют аналогичные параметры, но их параметрами изиерения является дюйм (1 дюйм = 25,4 мм).

Дюймовые резьбы нарезаются в трубах (трубная резьба)



Шаг измеряется в числе ниток на дюйм.

Обозначение трубных резьб: обозначается диаметр резьбы на просвет в дюймах .

Прямоугольная резьба является ходовой.

Ходовые резьбы: в передачах винт-гайка, в суппортах станков.

Круглая резьба используется как крепеж при небольших нагрузках (парфюмерные изделия, цоколи ламп), делается накаткой (технологичны), имеют треугольный профиль, используются в грязных средах.
^ 2.2 Виды резьбовых соединений, стопорение резьбы, виды головок винтов и виды гаек
Винтовые (винт вкручивается в деталь с резьбовым отверстием)

Болтовое (болт + шайба + гайка)

Шпилечное (шпилька + гайка)

Винт с шестигранной головкой называется болтом.

По форме головки винты подразделяются на:

Захватывающий инструмент снаружи головки;

Захватывающий инструмент изнутри и с торца головки;

Препятствующие повороту.


При переменной и ударной нагрузке наблюдается ослабление резьбы. Поэтому необходимо специальные средства стопорения (если болт существенно податлив, то самоотвинчивание не происходит).

Видами стопорения: являются дополнительное трение; специальные запирающие элементы (шплинты, шайбы); пластичное деформирование или приварка после затяжки.



Специальные элементы.

^ 2.3Теория винтовой пары.

2.3.1Определение момента завинчивания резьбы без учета трения на торце гайки.




γ – угол наклона резьбы.

πd2длина окружности по среднему диаметру.

S – ход резьбы (расстояние между одинаковыми точками профиля)

Замен. Гайка на ползун (ее элемент). Ползун движется вверх.

f=0,15-0,2 (сталь о сталь)

Ft – окружная сила

Fa – осевая сила

Fa направлена по оси болта, Ft – по касательной к окружности среднего диаметра d2.



Если заменить Ft осевой Fa:



В качестве Fa выбирают силу затяжки винта и определяют момент затяжки гаек.

Мзат. гаек ≥ допустимой величины.

Для момента отвинчивания резьбы все сост. будут выполнены наоборот:

- приведенный угол трения.

( - приведенный коэффициент трения)
^ 2.3.2.Условие самоторможения резьбы, выбор высоты гайки
или



- условие выполняется, если шаг резьбы малый.

Резьбы с малым шагом используются в условиях вибраций и колебаний.

Выбор высоты гайки.

Экспериментом определяем нагрузку на каждый виток резьбы (по Н.Е. Жуковскому).

2.4.Расчет на прочность резьбовых соединений.
^ 2.4.1 Расчет ненапряженных резьбовых соединений.
Ненапряженное соединение – резьбовое соединение без затяжки.



(открытые детали)

// оси винта (растягивает стержень болта)

- условие прочности болта на растяжение (диаметр берут наименьший d1 – внутренний)

- расчет болта на растяжение.

2) Fзат.=0, Fа≠0, Мзав.≠0.

Резьбовая стяжка.

Напряжение Fа и Мзав. считать отдельно
; ; ;
- 4-ая теория, прочти





Расчет выполняется по эквивалентному напряжению ( не учитывается)

При этом силу Fa увеличивают в 1,3 раза.







Подкрутка болта учитывает увеличение Fa в 1,3 раза.
^ 2.4.2 Расчет болтовых соединений, выполненный с предварительной затяжкой.

(при действии сил, открывающих детали).
1.Определение податливости болта и деталей.
Деформирование болта с усилием растяжения законом Гука.










- податливость болта

или


^ Длина болта – толщина соединения деталей; у винта – толщина детали, в которой резьба не нарезана.

- площадь поперечного сечения болта.


и





Деформирование деталей определяется по конусам влияния ( конусами Бабарыкова)



Конус влияния можно заменить цилиндром, если







2. Рассмотрим зависимость деформации болтового соединения от прилагаемой нагрузки:

а) болт не нагружен осевой силой, затяжки нет;

б) к болту прикладывают силу затяжки (болт вытягивается, а деталь сжимается на и соответственно).

Деформация болта и детали рассматриваем совместно. В случае затяжки .

в) затянутое соединение подвергается действию силы Fa, открывающей детали.



Болт вытягивается на а деталь разжимается на эту же величину.

Fa – доля внешней силы, которая приходится к растяжению болта

- коэффициент внешней нагрузки (показывает долю внеш-ней нагрузки, приходящейся на болт).

- доля внешней силы, приходящейся на деталь

Fоз – сила остаточной затяжки.

Выведем условное отсутствие открытия стыка.

Fоз>0 сила затяжки тогда определяется в зависимости от осевой силы Fa:

к – коэффициент предварительной затяжки (1,3-1,5)


FР =1,3FЗ +Fa
Общая сила растяжения болта: FР =FЗ +Fa,. Учитывая, что сила FЗ производит одновременно подкручивание болта, произведением домножения на 1,3:





- проверочный расчет


расчетная формула

3. Определение коэффициента внешней нагрузки






При предварительных расчетах =0,2-0,3 (если нет между деталями податливой прокладки, иначе = до 0,8).


^ Способы увеличения сопротивляемости болтовых соединений при действии переменных сил.
В этом случае воздействие силы затяжки на соединение не очень существенна (const). - станет опасной составляющей (её следует уменьшать).

^ Способы уменьшения коэффициента внешней нагрузки:

1. ( надо увеличить):

болты выполняются для этой цели длиннее обычных и имеют специальную форму:



2. ( надо уменьшить):

увеличить жесткость стыка путем увеличения чистоты обработки привалочных поверхностей (применять податливые прокладки нецелесообразно с точки зрения прочности болта).

3. (к увеличивается до 2-3) для соединений, работающих при переменных нагрузках
^ 2.4.3.Расчёт болтового соединения при действии внешних сил, сдвигающих детали.
1. Болт с зазором: прижатие деталей под действием силы затяжки вызовет появление сил трения (сцепления) между деталями, которые должны превышать силы сдвига.


Fтр >Fс


Fс – сила сдвига


Fтр =Fз f






или


Проверочный расчёт


FЗ= FР









к можно взять 1,2; тогда:






- расчет болта с зазором


2. Болт без зазора (имеет специальную конструкцию, он называется болтом повышенной точности для отверстий из-под развёртки; этот болт фактически не затягивается и не подвергается напряжению растяжения).




dO – диаметр чистого болта.

От действия внешних сил чистый болт подвержен каса-тельной напряжения среза.






- проверочный расчет
Чистые болты устанавливаются в случаях, когда имеет место только чистая сила сдвига и нет одновременно воздействия силы сдвига и силы откручивания соединения.
^ Расчет винтовых соединений при одновременном воздействии внешних сил, откручивание и сдвиг детали (групповые силы).


  1. определяем нагрузку на наиболее нагруженый болт (сначала – открывание, потом - сдвиг).

  2. производим расчет болта от действия внешней силы, открывающих детали.

  3. производим проверку достаточности Fз, назначенную ранее при условном воздействии внешних сил, сдвигающих детали.

3.Соединения вал-ступица


    1. Шпоночные соединения


3.1.1Ненапряженные шпоночные соединения
Передают крутящий момент от вала к ступице.

Виды: напряженные и ненапряженные.

Ненапряженные соединения(призматическими шпонками).



Напряжение смятия боковой поверхности шпонки.


(320 МПа из справочника, но напряжение берут пониженным, т. к. на эпюре распределена в действительности неравномерно по высоте и длинне шпонки).

Недостатки призматических шпонок:

- шпонка требует ручной пригонки

- повышенные требования, предъявляемые к симметричности паза (точность).

Достоинства призматических шпонок:

- простота

- дешевизна

Иногда делают 2-3 шпонки в соединении ( по отношению пазов друг к другу) или переход к шлицевому соединению. Причем пазы надо изготовить в одной плоскости.

Кроме призматических используют сегментные шпонки:



Рассчитываются по той же формуле, что и призматические.

Достоинства:

- чрезмерная глубина паза ослабляет усталостную прочность вала

Недостатки:

- быстрота извлечения шпонки из паза.

Есть еще круглые и шестигранные шпонки;



Достоинства:

- легко изготавливать

- хорошее распределение нагрузки.

Недостатки:

- не выдерживает больших нагрузок

- сложность изготовления.


а)

б)
^ 3.1.2 Напряженные шпоночные соединения (клиновые шпонки):

Недостатки: - не обеспечивают хорошее центрирование ступицы относительно вала (например, в зубчатых колесах их не используют)

Достоинства:

- хорошо работает в ременных передачах (соединение вала со шкивом)
Шпонки (уклон 1:100)

с головкой без головок


Шпонка на лыске (фрикционная)

Достоинства:

- передают большой Т (чем у просто фрикционных шпонок)


Расчет напряжения шпоночного соединения (клиновых шпонок)



Точка приложения силы нормального давления находится в центре тяжести

- сила нормального давления (вызывает ).

Возьмем сумму моментов всех сил относительно центра вращения вала.



,









    1. ^ Шлицевые соединения



Достоинства: - передают большие крутящие моменты

- менее ослабляют вал (за счет концентрации напряжения)

- могут использоваться в стесненных габаритах (малая ступица)

Недостатки:

- дороговизна изготовления (дорогой инструмент для нарезания: протяжка для нарезания внутренних шлиц на ступице)
Классификация:

  1. треугольные (с мышинным зубом)

  2. прямобчныеие

  3. эвольвентные

Треугольные:

Достоинтсва:

- работа в стесненных габаритах

Недостатки:

- малая нагрузочная способность

- нетехнологичность

Поэтому они мало используются

Широкое распространение получили соединение прямобоким шлицом

Достоинства:

- дешевые, технологичные.

Эвольвентные шлицевые соединения

Достоинства:

- легко нарезать с помощью стандартных инструментов на валу (технологичность)

- хорошая нагрузочная способность

Недостатки:

- на ступице эти шлицы нарезают дорогим инструментом (специальными протяжками)

Основные геометрические параметры рассчитываются как и для зубчатых передач.

Прямобочное шлицевое соединение.
Виды центрирования:

а) по наружному диаметру (самые распространенные):


D- наружный диаметр. При достижении точности D наружная поверхность вала обрабатывается термически и шлифуют. На ступице внутреннюю поверхность на диаметре D нельзя шлифовать (ступицу не термообрабатывают).

Обозначение на чертеже:
D – 8 – 42.


б) по боковой поверхности:

b – 8 – 42

Используется реже, чем (а). Позволяет получить большую нагрузку способом шлицевых соединений, но совершенно не обеспечивает точности центрирования. Так как боковые поверхности хорошо прилегают и меньшей распределении нагрузки на эти поверхности.
в) по внутреннему диаметру (обеспечивает точное центрирование позволено термическая обработка и вал и ступицу, точность размера d осуществляется шлифованием)

d – l – 42
Расчет шлицев на смятие
Напряжение смятия боковой поверхности шлица:



- коэффициент неравномерности распределения нагрузки

определяется в зависимости от посадки шлицевого соединения, а также видов термообработки. (по справочникам).
Сварные, заклепочные соединения относятся к числу неразъемных
4.Заклёпочные соединения:
Достоинства: возможность работы при колебаниях и вибрациях, технологичны

Недостатки: металлоёмкость значительна

о
слабленная прочность из – за отверстий

Расчёт по напряжению среза

τср = 4F/πd2 ≤ ( τ )ср

d≥√4F/π( τ )ср

Лист заклёпки считается на смятие:

δсм = F/ds ≤ ( δ )см

При расчёте групповых заклёпочных соединений нагружённых на одну заклёпку, находится напряжение среза.


5.Сварные соединения:


Достоинства : быстрота и качество изготовления (технологичные)

экономичность (дешёвые)

малая металлоёмкость

Недостатки: недостаточная прочность

не работает на вибрации

  1. любые сварные соединения образуются двумя видами швов:

  • стыковым

  • угловым



С
тыковой шов: разрушение шва такое же, как и основного металла

Угловой шов: Разрушение шва происходит из-за касательных напряжений среза, они является разрушающими. S=k (катет шва), h – высота площадки по которой разрушается шов

h
= ksin45 = 0,7k

  1. Сварные соединения:

стыковые (одна деталь продолжает другую, выполняется только стыковым швом)

(

5<8мм), (8<5<16мм).





Обозначение швов на чертежах: линия – выноска; полка и односторонняя стрелка; упирается на линию основного или невидимого контура. Основная надпись пишется на полке (видимый контур) или под ней (невидимый контур).

  • усиление шва снять

  • с
    варки по незамкнутому контуру

Если шов несколько (идентичен), обозначается только один, а остальные номерами (они подсчитываются и обозначаются на линии – выноски).

а

) воздействия растяжения силы F:

δ = F/bs ≤ ( δ )р

( δ )р = 0,9 ( δ )р (для ручной электродуговой сварки)

б) воздействие изгибающего момента Мх:

δиз = Мх/ Wх = 6Мх/bs2 ≤ ( δ )из

Мх = bs2/6

Если Мх = 0, а есть Мz Wz = bs2/6

в) воздействие F и Мх:

Н

апряжённым считается отдельная для каждого силового фактора, а затем складываемые геометрические и арифметические – нахлёсточные (одна деталь перекрывает другую, образуется только угловым швом).





  1. Н

    апряжение τср надо высчитывать как действие изгибающих моментов.

τср = Миз/W = 6 Миз / l(0,7k)2 ≤ (τср)2

2) В зависимости от F различают лобовые и фронтальные швы:

Л
обовой шов

τср = F/0,7kl ≤ ( τ )ср

Ф
ронтальный шов F, l1, l2
^

F2l1 = F1l2

F = F1 + F2


F1/F2 = l1/l2

F = F2 (1 + l1/l2)

F2 = F/1 + l1/l2

F1 = F2 * l1/l2

τср = F/0,7kb1 ≤ ( τ )ср

b1 ≥ F1/0,7k( τ )ср

b2 ≥ F2/0,7k( τ )ср

При обозначении нахлёста шва на чертежах проставляют обозначения шва по стандарту Н1, а рядом значок величины катета шва и ГОСТ

  • у


    гловые (одна деталь кромкой приваривается к другой, детали находятся под углом, образуется, как угловой , так и стыковой швы).

τсрМ = М/W = 6M/l(0,7 * k)2

τсрF = F/А = F/0,7kl

δср = 6М/l * S2

δр = F/lS


  • Т


    авровые (одна деталь перпендикулярна или наклонно приварена к другой).



Классификация:


ПЕРЕДАЧИ

Передачи бывают:

  1. Трением

  2. Зацеплением

    1. С непосредственным контактом (зуб.)

    2. Передачи гибкой связью (переменные)



1.Ременные передачи
1.1 Достоинства и недостатки, и классификация.
Достоинства: возможные работы на высоких скоростях

бесшумность, плавность работы, поглощение ударов и толчков.

простота и дешевизна конструкции

Недостатки: - повышение нагрузка на валы из-за необходимой натяжки ремня.

недостаточная долговечность ремней ( ≈ 5000 часов работы).

повышенные требование к натяжке ремня.

недостаточная натягивая способность (ниже чем в зубчатых и цепных).
^ Классификация ремней


  1. Плоскоременная передача.

“+” простота конструкции

“+” не требует точности установки шкива

“ − “более габаритна

Плоские ремни: прорезиненные хлопчатобумажные и др..

Клиноременная передача (φ=40°)

Имеет

большую тяговуя способность (повыш. Привед. коэф. трения






Толщина и ширина

стандартизации О,А,Б,В,Г,Д
Достоинство: в клиноременной передаче размер сечения ремня можно использовать до 8 ремней (больше не рекомендуется, т.т. ремни выполняются в виде бесконечной ленты с разной в пределах допуска длиной).


  1. Поликлиновый ремень




“ − “ недостаточно либкие (малая долговечность).

Кордшнуровые и кордтканевые ремни для повышенной прочности.

3)Круглый ремень (используют в приборах и в быту)

Недостаток: малая тяговая способность

материал: резина, кожа.


  1. Зубчатые ремни (передача движения осуществляется зацеплением)



Достоинства: -высокая тяговая способность

не требуется большого натяжения

Недостатки: высокие требование к установке шкивов (оси шкивов должны быть строго параллельны)

^ 1.3 Геометрические и кинематические зависимости.


Рассмотрим: шкив и ремень.

1-ведущий шкив

2-ведомый шкив






В ременной передаче из-за податливости и проскальзывания ремня



Где ξ- коэф. скольжения в ремне [0.1±0.2]





Передаточное отношение ременной передачи

В практике

u выбирается от 2÷4
1.2 Геометрические параметры и зависимости:




1) Диаметры Д1 и Д2

2) Межосевое расстояние

3) Угол наклона между ветвями ремня β


  1. Угол охвата ремнем шкива α1 и α2 . чем дольше α1 тем сцепление выше.


α1≥[α ]
α1 ограничивается =>

[ α ]- допускаемый угол охвата

для клиноременных [ α ] = 120°, плоско ременных [ α ] = 150°
Найдем α1 : α1 =180°-β= π-β

Найдем α2 : α2=180°+β= π+β


Учитывая что β – малая величина, а ее sin – сам угол, получим:













Вывод формулы для определения длины ремня





Д1 , Д2 – величины стандартные

а назн, в зависимости от Д1 и Д2

Если клиноременная передача, то L округлое по стандарту. Затем вновь пересчитать а.



Только потом троверяем

Т.к. β зависит от а.
Скольжение в ремне.

Потери на трение КПД.

Пусть ремень действует предварительное натяжение F0 . крутильный момент уравновешен дополнительным грузом.
Часть дуги деформирована, а другая покоится.

В результате натяжке ремня в зоне упругого скольжения, сцепление будет min. Если Т увеличивать, дуга упругого скольжения будет расти. Если дуга упругого скольжения будет приближена к углу охвата (дуга покоя ≈0), то произойдет буксование ремня на шкиве, что нежелательно. Нужно увеличить силу предварительного натяжения F0 , чтобы уйти от буксования.




Потери на трения из-за упругого скольжения в ремне; из-за сопротивления воздуха, перегибов ремня и т. д…
Построение кривых скольжения.

Кривые скольжения ξ(φ), η (φ)

φ – коэф. Тяги (отношение открытых сил к 2F0)



F0 – предварительного натяга







η в пределах 0,96 (плоские) 0,95 (клиновые)



Для разных ремней кривых скольжения выявили φ=φкр






[Q]t0 – допустимое полезное окружное напряжение идеальной передачи (из таб. Значений)


Идеальная передача u=1, α=180°, ν=10 м/с

К реальной передаче переход домножением [Q]t0 на ряд коэф.


- для реальной передачи
Кα - коэффициент учитывающий угол охвата малого шкива

Кн – коэффициент учитывающий вид выбран натяжение ремня

Кр – коэффициент режима работы (учитывающий работу при спокойной нагрузке при толчках и ударах, при слабом колебании)
Силовые зависимости в ременной передаче.

        1. в идеальной передаче (зависимость Эйлера)



f – коэффициент трения, α – угол охвата


  1. зависимость Понселе




δ – удлинение ремня





F2 – холостой ветви

F1 – усилие в рабочей ветви






решив совместно системы и уравнения получим







И
Формулы Понселе

^ 1.4Подбор плоских ремней по тяговой способности.





Последовательность:

      1. определить диаметр малого шкива Д1 и Д2 :






формула Соверена




Р [кВт] – мощность ременной передачи

n [об/мин] – частота вращения
Затем значения округляются по стандарту.



      1. Определить межосевое расстояние






      1. Определить длину ремня L по формуле и угол охвата малого шкива α1. Сравнив




      1. Выписать [Q]to в зависимости от отношения , наход Qt [kα kp kн берем из таб.]






      1. Определить площадь поперечного сечения ремня

      2. Определить по А размер в и б (с возможными пересчетами)

      3. Определить усилие давление на вал

      4. Определить долговечность ответст. Передач

Подбор клиновых ремней

Определить число ремней

Последовательность:

  1. Определить диаметр малого шкива Д1 предварительно задавшись сечением (О,Ф,Б,В,Г,Д), в зависимости от потребной мощности [ при подре по стандарту берем Д1 наименьшей]










Выбирается а из этого диапазона


  1. L d1

L (берется стандартная)

  1. Тяговая способность оценивается по числу ремней:



округл. в большую сторону

Р – полная мощность передачи

Р0 – допустимая полезная мощность 1-го ремня идеальной передачи (выписываем из таб)

При выборе лучшего варианта следует учитывать экономичность (по количеству ремней) расчета и габариты передач (чем меньше, тем лучше)
Определение долговечности ременной передачи.

Определить напряжение в ремне

F1 – рабочие усилие в работе ветви ремня

F2 – холостое усилие в холостой ветви ремня





  1   2   3



Скачать файл (1262.1 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru