Силы действующие в конической прямозубой передаче

Цилиндрические прямозубые передачи. Геометрические параметры

В прямозубой нет осевых сил и больше динамические нагрузки Þ большой шум.

W-полюс зацепления, N- линия зацепления, a- угол зацепления, а-межосевое расстояние, d1,d2-дилительные диаметры, db1,db2- диаметры осн. окружностей.

dа- диаметр вершин зуба, d-делительные диаметры,

df- диаметр впадин зуба, P-шаг, hа -высота головки зуба, hf - ножки зуба.

pd=P Þ d= PZ/p=mZ, m=P/p, hа= hа’* m= m, hа’=1

hf = (hа’+ C)*m= 1.25m, C-коэф. радиального зазора

h= hа+ hf= m+1.25m=2.25m,

dа=d+2*hа=m*Z+2m=(Z+2)*m

df =d+2* hf =m*Z+2*1.25m=(Z+2.5)*m

d= (d1+d2)/2= (m*Z₁+ m*Z₂)/2= ((Z₁+ Z₂)/2)*m

Понятие об эквивалентном колисе косозубой передачи

Прочность зуба определяет его размеры и форму в нормальном сечении. прочность косого зуба опред. через параметры эквивал. прямозуб колеса.

С=d/2*l=d/2* cosb

r_v=l²/C= 2*d²/4*cos²b*d =d/2*cos²b - радиус кривизны

Прямозубое колесо эквивалентное косозубому будет иметь диаметр d_v=2*K= d/cos²b, d_v=Z_v* m_n

d=(Z_v* m_n)/cosb, Z_v= d_v/m=d/ m_n*cos²b=( Z* m_n)/ m_n*cos³b= = Z/cos³b - число зубьев эквив. колеса

Конические зубчатые передачи. Геометрия

Применяются в передачах у которых оси валов пересекаются под углом обычно в 90⁰ (вертикальной и горизонтальной плоскости). Передачи сложнее в изготовление и конструкции в отл. от цилиндрических. Отличие одно коническое колесо расположено консольно, при этом возрастает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. В конич. заципление действует осевая сила, которая усложняет конструкцию опор это приводит к снижению нагрузочной способности передачи.

δ₁,δ₂ – углы делительных конусов

dl₁,dl₂ – внешние диаметры

dm₁,dm₂ – средние диаметры шестерни и колеса

OA – образующая цилиндра

U=n₁/n₂= Z2/ Z1= T2/T1*h= cosδ₁/ cosδ₂

U= dl₁/ dl₂= R2/ R1= OA*sinδ₁/ OA*sinδ₂

U=tgδ₂

Геометрия

m_l – внешний окружной модуль

d1= m* Z1

d1= m_L* Z1- прямозубая

dl₂= m_tL* Z1 – косозубая

Силы действующие в конической прямозубой передаче.

Усилия определяются по размерам средних размеров зубьев.

Fа - осевая, F_t – окружная, F_r’– радиальная на среднем диаметре, F_r– радиальная, F_n - нормальная

dm₁ – средний диаметр шестерни, Т – момент.

F_r’=F_t×tg a; Fа= F_r’×cosδ₂= F_t tg a× cosδ₂;

F_r = F_r’×cosδ₁= F_t tg a× cosδ₁;

F_t – для шестерни против хода вращения, для колеса по ходу

F_r– по радиусу к центру окружности.

Fа= F_r1

Fа₁= F_r2

16) Конические с круговыми зубьями. Расчет на прочность.

Менее чувствительны к нарушению точности расположения колес, проще изготовление, прочность в 2 раза выше и на 40-60% выше нагрузочная способность чем у прямозубых.

F_t = 2*T/Dm – окружная сила

F_r=(F_t/cosb)*(tg a* cos δ₁+sinb* sina) – радиальная сила

Fа=(F_t/cosb)*(tg a* cos δ₁+sinb* sina) – осевая сила

Проверка по контактным напряж.

Проверка по напряж. изгиба

28 Цепные передачи. их +и -

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 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

29Подбор цепей.Силы в цепной передачи.

В быстроходных передачах при больших мощностях рекомендуют цепи малого шага: зубчатые большой ширины или роликовые многорядные. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность

но сильней удар звена о зуб в момент набегания на звездочку.

Силы в ветвях цепи. 1. Окружная сила Ft, Н, передаваемая цепью

где d — делительный диаметр звездочки, мм; Т — в Н.м.

2. Натяжение цепи от центробежных сил

, Сила Fv нагружает звенья цепи по всему ее контуру, но звездочками не воспринимается.

3. Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви

где kf — коэффициент провисания, q — масса 1 м цепи, кг/м; a — межосевое расстояние, м; g = 9,81 м/с2

4. Натяжение ведущей ветви цепи работающей передачи

30 Валы и оси

Валы предназначены для:

1) поддержания вращающихся деталей

2) для передачи вращающегося момента

3) восприятия изгибающих нагрузок и кручения. Оси: 1) не передают полезного вращающегося момента; 2) воспринимают только изгибающий момент.

Составные части вала

Контактирующую часть вала с корпусом или насаженными деталями называют цапфой.

Цапфу, расположенную на конце вала называют шип. Промежуточная часть вала называтся шейкой. Шип, передающий осевые нагрузки называют пятой.

Классификация валов и осей

По назначению: валы передач; коренные валы машин (несущие). По геометрической форме: прямые ; коленчатые; гибкие

По форме и конструктивным признакам прямые валы и оси бывают: постоянного диаметра; ступенчатые. Также могут быть сплошными и полыми.

Закрепление дет., устанавливаем. на валу

Закрепление деталей на валах производится в осевом и тангенсальном направлениях.

Закрепление в тангенсальном направлении необходимо для передачи вращающегося момента. Производится шпонками, шлицами, штифтами, посадками с натягом. Для закрепления в осевом направлении используются конструктивные элементы балок – заплечики, буртики, а также втулки, штифты, установочные кольца, стопорные шайбы.

Расчет на кручение.проектировочный расчет вала производят условно только на кручение, а влияние изгиба, концентрации напряжений и характера нагрузки на прочность вала компенсируют понижением допускаемых напряжений на

кручение [τ]к .При проектировочном расчете обычно определяют диаметр выходного конца, а для промежуточного вала — диаметр под колесом. Диаметры других участков вала назначают при разработке конструкции с учетом технологииизготовления и сборки.Диаметр расчетного сечения вала: где Мк — крутящий момент, Мк = Т, Н.м; [τ]_к — допускаемое напряжение на кручение, Н/мм2./Оси работают как поддерживающие детали и поэтому нагружены только изгибающими нагрузками. Действием растягивающих и сжимающих сил пренебрегают. Проектировочный расчет осей на статическую прочность выполняют аналогично расчету балок с шарнирными опорами обычными методами сопромата.

32Уточненый расчет валов.

Проверочный расчет валов производят на сопротивление усталости и на жесткость.Расчет на сопротивление усталостизаключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасныхсечениях, предварительно намеченных в соответствии с

эпюрами моментов и расположением зон концентрации напряжений. При расчете принимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения по отнулевому циклу. Проверку на сопротивление усталости производят по коэффициенту запаса прочности S.Амплитуда симметричного цикла напряжений при изгибе вала

амплитуда отнулевого цикланапряжений при кручении вала

— результирующий изгибающий момент (МВ и МГ — изгибающие моменты в вертиканой и горизонтальной плоскостях); Мк — крутящий момент; Wм и Wк — моменты сопротивления изгибу и кручению сечения вала: Wм = 0,1d³; Wк = 0,2d³.

Проверочный расчет на сопротивление усталости ведут по максимальной длительно действующей нагрузке. Минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности [s] = 1,6...2,5. Расчет валов на жесткостьвыполняют в тех случаях, когда их деформации (линейные или угловые) существенно влияют на работу сопряженных с валом деталей.

Различают изгибную и крутильную жесткость вала.Изгибную жесткостьвалов оценивают углом θ наклона, который определяют методами сопротивления материалов.Крутильную жесткостьвалов оценивают углом закручивания на единицу длины вала.

33Подшипники качения. Классификация и типы. Преимущество подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения:

1. меньше потери на трение; 2. меньше осевые габариты; 3. проще в обслуживании;4дешевле

Недостатки: 1. значительнее диаметральные размеры; 2. хуже воспринимают ударные нагрузки, вследствие линейного или точечного контакта; 3. имеют ограничения по частоте вращения; 4. подшипники не разъемные

Классификация под. качения По направлению воспринимающей нагрузки: 1радиальные (только радиальную нагрузку)2 радиально-упорные и упорно-радиальные (воспринимают радиальную и осевую нагрузку)3упорные – воспринимают только осевую нагрузку)

По форме тел качения и числу их рядов:

0 – шариковый однорядный;1 – двухрядный

2 – роликовый с короткими цилиндрическими роликами;3 – роликовый, самоустанавливающийся (сферический) с бочкообразными роликами

4 – рол. (игольчатый) с длинными цилиндрическими роликами;5 – рол. с витыми цилиндрическими роликами;6 – шар. радиальноупорный. 7 – рол. конический радиально-упорный; 8 – шар. упорный подшипник

9 – рол. упорный подшипник.

В зависимости от размеров и нагрузочной способности подшипники делятся на серии: 1-а и 7-ая – особо легкая, 2-ая серия – легкая, 3-ая – средняя, 4 – тяжелая, 5-ая серия, 6-ая серия – средняя широкая, 8-ая и 9-ая – сверхлегкая. Также существует 5 классов точности: 0, 6, 5, 4, 2.

34.Расчет подшипников на долговечн.

Подшипники подбирают из каталога по динамической и статической грузоподъемности.Долговечность подшипника качения L определяется усталостным выкрашиванием поверхностей качения. Показателем долговечности служит ресурс подшипника, т.е. наработка до предельного состояния, выраженная в миллионах оборотов (млн. об) или в часах (ч).Базовую долговечностьL10 в млн. об. определяют при 90%-й надежности.

где р — показатель степени кривой усталости; р = 3 для шариковых и р = 3,33 для роликовых подшипников. Расчетная долговечность

Р — надежность при определении ресурса. Сr — базовая грузоподъемность подшипника, RE — динамическая эквивалентная радиальная нагрузка. n — частота вращения кольца, мин–1; a1 — коэффициент надежности. a23 — коэффициент,учитывающий совместное влияние на долговечность особых свойствметаллаколец и тел качения.

Условием пригодности подшипника

,L'sah-требуемая долговечность.

35 Особенности расчета радиально упорных подшипников. В большинстве случаев радиальные и радиально-упорные подшипники подвержены совместному действию радиальной и осевой сил. Кроме того, условия работы подшипников разнообразны и могут различаться по величине кратковременных перегрузок. Влияние факторов на работоспособность подшипников учитывают введением в расчет эквивалентной динамической радиальной нагрузки. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка RE для радиальных и радиально-упорных подшипников — это постоянная радиальная сила, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним и неподвижным наружным кольцами обеспечивает такие же ресурс и надежность, как и при действии сил в условиях эксплуатации.

Для радиальных и радиально-упорных подшипников

где Rr — радиальная сила на подшипник ,Н; Ra — осевая сила, Н; V — коэффициент вращения, учитывающий зависимость долговечности подшипника от того, какое из колец вращается: V = 1 при вращении внутреннего кольца и V = 1,2 при вращении наружного кольца; КБ — динамический коэффициент, учитывающий влияние эксплуатационных перегрузок, КТ — коэффициент, учитывающий влияние температуры.

X, Y — коэффициенты радиальной и осевой динамических нагрузок зависят от типа и конструктивных особенностей.

36Сварные соединения. Классификация

Сварные соединения:

Достоинства: малая стоимость (небольшой объем подготовительных операций, простые конструктивные формы), малый вес (не требует отверстий и накладок, ослабляющих деталь), герметичность и плотность соединения, возможность автоматизации процесса сварки, возможность соединения толстых профилей.

Недостатки: качество шва зависит от квалификации сварщика, ненадежны при вибрационной и ударной нагрузке, коробление детали (вследствие остаточных напряжений в зоне термического влияния) особенно для деталей термически обработанных и наклепанных.

Классификация:В зависимости от ориентации соединяемых деталей сварные соединения делятся на: стыковые, нахлёсточные, тавровые.В стык-одна дет.продолжение другой:

1рис. -стыковой сварной шов с отбортовкой.(более 3мм)

2рис. - стыковой шов односторонний.8мм

3рис. - стыковой сварной шов односторонний с подваркой.20мм

4рис. - стыковой сварной шов с односторонним скосом двух кромок и подваркой.40мм

5рис. - стыковой сварной шов двусторонний, с двусторонним скосом.40мм

6рис. - стыковой шов двусторонний, с двусторонним скосом двух кромок.60мм

7рис. - стыковой шов односторонний с криволинейной разделкой двух кромок.60.

Нахлёсточные:

1,лобовые2,фланговые3,комбинированные 4,косые.

Все нахлесточные соединения осуществляются угловыми швами.

Виды угловых швов:

1рис. Нормальный угловой шов

2рис. Выпуклый угловой шов

3рис. Специальный угловой шов

4рис. Вогнутый угловой шов