3.Расчет конической передачи по контактным напряжениям.

(1)

где (2)

где Dv1 и Dv2- эквивалентные диаметры колес.

подставляем в формулу (2) а затем формулу (2) в формулу (1).

Дальше идет !!!.

4.Расчет валов на колебания.

Выполняют расчеты на следующие виды колебаний: 1)поперечные или изгибные, 2) угловые или крутильные, 3)поперечно крутильные.

у – прогиб вала под действием массы детали.

е – прогиб вала при вращении, (у+е) – полный прогиб вала при вращении.

Уравнения амплитуд

ω₀- частота собственных колебаний, ω – частота вынужденных колебаний.

При ω→ ω₀ наступает резонанс, знаменатель уравнения амплитуд → 0 и амплитуда →∞.

; с – жесткость детали, m – масса.

; F – единичная сила, у – прогиб от этой силы.

- податливость

Определим критическую скорость вращения и критический прогиб.

n_кр определяется в зависимости от конструкции вала и вынужденных колебаний.

Суммарная амплитуда колебаний:

.

О бычно принимают за предел вибрационной устойчивости: n<=0,7 для жестких валов n>=1,3 для гибких валов.

Билет 3

Сварочные соединения.

Виды сварки: 1.Термическая 2.Термомеханическая3.Механическая.

Виды соединений: 1.Стыковые2.нахлесточные 3.Тавровые 4. Угловые5.Торцовые.

Условие прочности:

Условие равнопрочности

При нагружении изгибающим моментом полагают что сопротивление комбинированного шва равно сумме сопротивлений составного шва:

Механическими передачами называются механизмы преобразующие параметры движения двигателя и передающие их рабочим органам машины.

Различают: 1.Механические 2.Электрические 3 Гидравлические4 Пневматические передачи.

Подразделяют на две группы:1.Передачи использующие трение (фрикционные, ременные)

2.Передачи использующие зацепление(цепные, зубчатые)

Основные характеристики передачи: КПД, передаточное отношение.

КПД зубчатой передачи

Зубчатая передача характеризуется высоким КПД=0,995

Силы в шевронных передачах.

ужная сила: риведеная окружная сила:

Радиальная сила:

Нормальная сила:

Осевая сила:

Шевронная передача – косозубая объединенная ступицей с противоположным направлением зубьев

Расчет червячной передачи по контактным напряжениям. Выполняется для червячного колеса т.к. червяк по сравнению с колесом имеет большую твердость.

Билет 4

Расчет винтового соединения под действием сдвигающего момента и сдвигающей нецентральной силы

Реакции : F1 = F / z ; F2 = F / z ; … ; F6 = F / z .

Момент : M_F = F∙L = 4∙F_M1∙r₁ + 2∙F_M2∙r₂ .

Задача заключается в нахождении наиболее нагруженного болта , по которому выполнить расчет.

При соединении с зазором: болт №2 – F_max = F_M + F₂ = F_расч .

При соединении без зазора: болты №1, №3, №4 и №6.Расчет зубчато-ременных передач

Преимущества:

• Возможность передачи мощности как на малые, так и на большие межос. расстояния.

• Нет трения : U = const

• Малая вытяжка ремней

• Невысокая предварит. натяжка ремней – малые нагрузки на валы, подшипники и т. д.

• Высокий постоянный КПД : ~ 98%

• Простота эксплуатации

• Небольшие габариты

• Мало шума

• Возможность передачи мощности от одного шкива на неск. при высоком передаточном отношении

• Возможность передачи больших окружных сил и скоростй, что позволяет уменьшить ширину шкивов и длину консольной части валов, снизив изгиб. моменты на опорах

Помимо этого обладают преимуществами (свойств. цепн.): низкая материалоемкость, плавность и бесшумность, простота обслуживания (отсутствие смазки) , способность самозащиты от пыли и образивных частиц, ввиду высокого давления в зоне работы ремня.

Передаваемая мощность : ~ 1000 кВт и выше

Окр. скорости : ~ 120 – 130 м/с

Передаточные отношения : ~ 30 и выше

Темп. режим : ~ от -80º до 120º

Расчет сводится к определению min-необходимой ширине ремня.

1. Предварительный выбор типа ремня.

Выбор геометрии рабочей части зубьев, модуля, шага зубьев осуществляется на основании диаграмм по исходным данным.

2. Геометрический расчет передачи

Отражает взаимосвязь основных геометрических параметров, к которым относятся диаметры вед/ведущ шкивов d1 и d2, межосевое расстояние a и длина ремня L.

Чаще всего : дано – d1, d2 и a – найти L, принять стандартным, откорректировать меж. расстояние. Возможна обратная задача.

Для практических расчетов рекомендуется таблично-диаграмный способ подбора чисел зуюьев шкивов и числа зубьев ремня и его длины при заданном меж. расстоянии.

Шкивы зуб-рем пер. относятся к общемашиностроительным деталям.

Пример расчета:

• Принимается min-допустимое количество зубьев для ведущего шкива z₁, соотв. зад. условиями эксплуатации передач.

• Принимается количество зубьев для ведомого шкива z₂ = z₁·U

(окр. до целого)

• Уточняем передаточное отношение U

• Определяем делительные диаметры шкивов d₁ = m·z₁ , d₂ = m·z₂ .

• Определяем min- межосевое расстояние a_min = 0,55·(d₁ + d₂) + H_p

Где Н_р – высота ремня.

• Определяем число зубьев ремня

Z_p = 2∙a_min/t_p + (z₁ + z₂)/2 +f₁∙t_p/a_min ,

где f₁ = (z₁ + z₂)­­²/4∙π², t_p – шаг зубьев ремня

Округлить и принять стандартным.

• Уточняем меж. расстояние при принятом z_p :

a = [2∙z_p – (z₁ + z₂)]∙f₂∙t_p , где f₂ по табл (зависит от z₁, z₂, z_p)

• Угол обхвата ремнем ведущего шкива

α ₁ = 180º - 57º∙(d₁ + d₂)/a

• Определяем число зубьев на дуге обхвата ведущего шкива (число зубьев в зацеплении ремень/ведущ. шкив)

z₀₁ = z₁∙ α₁/360º ( z₀₁ от 3 до 15 )

• Определяем ширину ремня

b_p= P₁∙k_t/P_t∙z₀₁ , где P₁ – мощность на веведущ. валу

k_t – суммарный эксплуатационный коэффициент

k_t = k₁ + k₂ + k₃

k₁ – коэф. учит. тип двигателя (из табл )

k₂ – коэф. учит. тип рабочей машины и оборудования (из табл )

k₁ – коэф. учит. передаточное отношение (из табл )

P_t – мощность переданная одним зубом ремня шириной 1мм в станд. Режиме [кВт/мм] ( из диаграммы)

Количество зубьев в зацеплении z₀₁ желательно ≥ 6 . Если z₀₁ равно 5,4,3,2 то величина b_p умножается на соответственно 1,25;1,66;2,5;5.

Полученное значение b_p округляется в большую сторону до стандартного

• Определяется сила, нагружающая валы

F_B = (1,1 … 1,15)∙F_t , где F_t = 2∙T/d

Термообработка и другие методы упрочнения. Критерии работоспособности и виды выхода из строя зубчатых передач. Допускаемые напряжения при перегрузках.

Выбор материалов и терм. обработки зуб. колес зависит от:

• Критериев работоспособности, условий нагружения, назначения машины;

• Равнопрочности зубьев шестерни и колеса;

• Возможности приработки зубьев;

• Технологии изготовления колес;

• Конструкции, размеров и точности изготовления зуб. колес;

• Экономических показателей.

Типовым критерием оценки работоспособности зуб. колес является сопротивление усталости активных поверхностей зубьев. Допускаемые контактные напряжения пропорциональны твердости зубьев, а допускаемая нагрузка по контактной усталости пропорциональна квадрату твердости, Поэтому основным резервом повышения несущей способности зуб. передач, уменьшения их габаритов и массы является увеличение твердости активных поверхностей зубьев.

Марки стали: 40,50,40Х,40ХН,45Х,20Х.18ХН3А,20ХН3А и т.д.

Методы упрочнения: цементация, азотирование, поверхностная закалка, объемная закалка, газовая закалка, улучшение, нормализация.

Расчет заключается в определении напряжений при пиковых нагрузках с целью предотвращения пластичного течения металла или поломки зубьев.

σ_Нmax = σ_H·√T_пик/T_max ≤ [σ_H]_max

σ_Fmax = σ_F·(T_пик/T_max) ≤ [σ_F]_max

где [σ_H]_max = 2,8 ·σ_Т

[σ_F]_max = 0,8·σ_в , при Н ≤ 350НВ

[σ_F]_max = 0,6·σ_в , при Н > 350НВ