Проектировочный и проверочный расчеты.



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Проектировочный и проверочный расчеты.



Требования к конструкции деталей машин. Критерии работоспособности и методы ее оценки.

Совершенство конструкции оценивают по след пар-рам: высоты производительности и экономичность, надежность, простота управления и обслуживания, ремонтопригодность, удобство транспортировки.

Степень соответствия требованиям характеризует критерии качества. Это некие конкретные пар-ры измеряемые или вычисляемые величины.

Производительность – объем работы выполняемый в единицу времени.

Основные требования : надежность, экономичность.

Экономичность – минимальная стоимость производства и эксплуатации. Экономичность оценивается тремя факторами: 1.затраты на производство;2.затраты на материал;3. затраты на эксплуатацию.

Надежность – свойство объекта выполнять заданные функции, сохраняя во времени значение установленных эксплуатационных показаний в заданных пределах.

Надежность яв-ся комплексным свойством, которое в зависимости от назначения объекта и условию его применения может включать или сочетать след критерии:1.безотказность; 2. долговечность;3.ремонтопригодность;4.сохраняемость.

Безотказность – способность сохр свои эксплуатационные показатели в течении заданной наработки без вынужденных перерывов.

Долговечность – свойство объекта выполнять задание функционирования до предельного состояния с необходимыми перерывами для ремонта и технического обслуживания.

Ремонтопригодность – приспособленность изделия к предупреждению и устранению отказов и неисправности.

Сохраняемость – способность сохранить требуемые эксплуатационные показатели после установления срока хранения и транспортирования.

Отказ-нарушение работоспособности объекта вследствие внештатных ситуаций. Отказы бывают: полные, частичные, внезапные, постепенные, опасные для жизни, тяжелые и мягкие, устранимые и не устранимые, приработочные, отказы по причине износа, усталости и старости материала.

Количественная характеристика надежности – величина, оценивающая вероятность безотказной работы на основании статистики эксплуатации группы идентичных машин.

P(t)=Nt/No=(No-Nt’)/No=1-F(t)

Nt’ – число образцов по которым были отказы в работе за время t.

No - число испытанных образцов машин.

Nt=No-Nt’ – количество образцов , прошедших испытание

F(t) - вероятность отказа=Nt’/No.

Надежность сложной системы равна произведению надежностей отдельных элементов входящих в систему.

Работоспособность – состояние объекта при котором он способен выполнять заданные функции с параметрами установленными нормативно-технической документацией. Она характеризуется след критериями: -прочность (способность детали сопротивл разрушению);-жесткость (способность сопротивл деформации);-теплостойкость;- виброустойчивость;-рабочий режим узла должен находиться до или после резонансной зоны.

Прочность яв-ся основным критерием для большинства деталей машин.

Разрушение чаще бывает из-за: потери статической прочности; вследствии потери сопротивления усталости.

Первый вид обычно бывает когда рабочек нагрузки или напряжение превышает предел прочности материала.

Обеспеч прочности достигается путем расчета деталей и сравнения с напряждопускаемыми.

При наличии концентраторов напряжения вводят в расчеты (для обеспечения необходимого запаса прочности )коэф-т концентра-ых напряжений Kд.

Прочность оценивается с помощью допускаемых напряжений или запаса прочности.

 

 

Расчет сварных соединений стыковыми швами

Стыковые соединения могут разрушаться по шву, месту сплавления и сечения самой детали в зоне термического влияния.

При качественно выполненной сварке зона стыка шва должна обладать такой же прочностью что и основной мет детали. Поэтому разрушение в основном происходит в зоне термического влияния.

Зона терм влияния – прилегающая ко шву зона детали, у которой при нагреве и сварке понижаются механические св-ва металла.

Поэтому соед стыковыми швами рассчитывается на прочность по размерам сечения детали выше указанной зоны в зав-ти от вида действия нагрузок по тем же факторам что и целые детали.

Возможные снижения прочности детали связанные со сваркой учитываются при назначении допусков напряжений.

Допуск напряжений при раст – сжатии материала шва определяется:

[s]= j[sр]

j=1,0 для косых швов

Варианты нагружений:

=F/b*L≤[sр]

 

 

sр=FsinB/b*L≤[sр]

sр=Mx(y)/Wx(y)= sM/b2*L≤[s’р]

sр=6M/b*L2≤[sр]


Тавровые соединения

Тавровое соединение(шов угловой, детали без раздела кромок. Расчет ведут только по касательным напряжениям

tF=F/n*L=F/0.7*k*L≤[t’]

 

tF=M/W=4M/0.7*k* pd2[t’]

 

 

tT=T/Wp=T*dmax/Ip=T(d/2)/h*p*d*(d2/4)=2T/0.7*k*p*d2[t’]

 

в) при совместном действии силы F и моментов M и T.

t=tF+( ≤[t’]

9.Нахлесточное соединение
Угловые швы рассчитываются только по касательным напряжениямв опасной плоскости.
а)Лобовой шов про действии осевой силы F:


б)При действии изгибающего момента М:

Фланговые швы
На конце шва они больше чем в середине.Неравномерность возрастает с увеличением длины шва и разности податливастидеталей.Расче выполняют по среднему напряжению.

При нессиметричномфланг.расположении швов силы действующие в сварных швах F1 и F2 определяю по правилу статики.


1) F1+F2=F 2)F1*a1=F2*a2 3) 4) 5) 6) =

При комбинированном соединении лобовым и фланговым швами :
Допускаемые напряжения
Прочность сварных соед контактным способом и зависит от : качества основного материала,технологии дефектов сварки(непровары,шлаковые и газовые включения и т.д.)
Если сварные соединения подвергаются переменным и знакопеременным нагрузкам,то следует допускаемые напряжения умножить на коэфф. γ (гамма).Для углерод. сталей γ вычисляют по фор-ле:


γ= -эф.коэф. концентрации напряжений. a,b-коэф. для углерод. сталей.
R-коэф.ассиметрии цикла напряжений.
Обазначениние сварных швов:ГОСТ2.3113.72г.

10.Шпоночное соединение.
Ш.с. служат для передачи крутящего момента от вала к зубчатому колесу или наоборот.
Существуют след. Типы шпоночныхсоед:
1)Клиновой 2)Тангенсальный 3)Призматический 4)Сигментный

Распрастранены с призматической и сегментной шпонкой.

 

Призматические шпонки стандартизованы.Различные стандарты шпонки выполнены таким образом,чтонайбольшая вероятность разрушения-это разрушение смятия.
Расчет на срез


Рачет сигментной шпонки

 

Сигментные шпонки используются : при коротких ступицах насаженых на вал.
Недостатки:значительное ослабление сечения вала где расположена шпонка,т.к. глубина врезания больше чем у призматической.

 

Шлицевые соединения.

Существуют 3 вида шлицевых соединений:
1)Прямобочными шлицами (рис.1)
2)Эвольвентными шлицами (рис.2)

3)Треугольными шлицами(рис.3)
Достоинства(+):1)Более выс. прочтность валов при переменных и ударных нагрузках и соответственно большая долговечность.2)Возможность передачи больших усилий из-за увеличения поверхности контакта.3)Саосность,лучшее центрирование при осевом перемещении.

Недостатки:1)Наличие в углах пазов месных напряжений хоть и меньше чем у шпоночных.2)Неравномерность распределения нагрузки между зубьями шлицов.3)Большая стоимость изготовления.

Способы центрирования шлицевыхсоедининий:

А)По наружному диаметру вала (D).

Б)По внутр-ме диаметру вала (d)

В)По боковым поверхностям

Выбор цетрирования зависит от режима нагрузки.При значительной нагрузке и пониженных значениях во фтулке применяют боковое центрирование,как обеспечивающее лучшее распределение нагрузки.

По степени подвижности шлицевые соединения бывают:

А)подвижные. Б)Неподвижные. В)Условнонеподвижные.
Расчеты шлицевых соединений:

Оновные критерии расчета- это смятие и расчет на износ.
G= G=

T – передаваемоесоединения,момент.

L-рабачая длина вала

SF-удельный суммарн-й стат. момент площади рабочих поверхностей.

G=Ft/A=2T/(dср*h*l*z)

dср= 0.5*(D+d) ; h= 0.5*(D-d)-2f ; Sf=0.5*dср*h*z

Для эвольвентных шлицевых соедdср=m*z (m- модуль шлиц соединений; h )

SF= 0.5*m2*z2

Заклепочное соединение

Достоинства:

1.Высокая надежность соединения.

2.Удобство и надежность контроля качества шва.

3.Хорошая сопротивляемость вибрационным и ударным нагрузкам.

Недостатки:

1. Высокая стоимость, так как процесс получения заклепочного шва состоит из большого числа операций (разметка, продавливание или сверление отверстий, нагрев заклепок, их закладка, клепка) и требует применения дорогостоящего оборудования (станки, прессы, клепальные машины).

2. Большой расход материала, так как из-за ослабления деталей отверстиями под заклепки требуется увеличение площади сечений. Кроме того, необходимость применения накладок и прочих дополнительных элементов также приводит к увеличению расхода материала.

Применение. В настоящее время заклепочные соединения применяют:

1. В конструкциях, воспринимающих значительные вибрационные и ударные нагрузки при высоких требованиях к надежности соединения.

2. При изготовлении конструкций из не свариваемых материалов (дюралюминий, текстолит и др.).

3. В соединениях окончательно обработанных деталей, в которых применение сварки недопустимо из-за их коробления при нагреве.

В современном машиностроении область применения заклепочных соединений все более сокращается по мере совершенствования методов сварки.

Основные типы заклепок.Форму головки выбирают в зависимости от назначения заклепочного шва. Форма определяет тип заклепки. Наибольшее применение имеют заклепки с полукруглыми головками (рисунок 3.2, а). Заклепки с потайными головками (рисунок 3.2, б)применяют тогда, когда конструктивно недопустимы выступы головок.

Рисунок 3.2 – Основные типы заклепок:

а – с полукруглой головкой;

б – с потайной головкой;

в – с полу потайной головкой;

г – трубчатая

Расчеты заклепочных соединений

Расчет заклепок могут проводить:
- на срез
- на смятие
- на растяжение (отрыв головок)
Условия прочности на срез, смятие, растяжение:



, где F – сила, действующая на заклепку, [ ср] - допускаемое напряжение заклепок на срез, k – число плоскостей среза в соединении, d – диаметр стержня заклепки, [ см] - допускаемое напряжение заклепок на смятие, n – количество заклепок (в односрезных заклепках n = k), s – наименьшая толщина соединяемых частей, [ р] - допускаемое напряжение на отрыв головок.

Резьбовые соединения

Резьба – выступы образованные на основной поверхности гаек и расположенные по винтовой линии

В зависимости от формы поверхности, на которой образована винтовая нарезка, Р. бывают цилиндрические и конические (наружные и внутренние), а в зависимости от направления винтового движения резьбового контура — правые и левые; по числу заходов (ниток нарезки) различают Р. однозаходные и многозаходные (двухзаходные, трёхзаходные и т. д.)

Методы изготовления: нарезка, фрезерование, накатка, литьё и выдавливание

профиль (контур выступа и канавки в осевом сечении);

номинальный диаметр ( d, D );
шаг ( P );

число заходов ( n );

ход ( Ph = P х n);

направление.


 

Расчет резьбовых соединений

– угол подъема (угол подъема развертки винтовой линии по среднему диаметру – рисунок 4.3), который определяется как

. (4.1)

 

, (4.2)

где Ft– движущая окружная сила; F– осевая сила на винте; – угол подъема винтовой линии резьбы.

Окружная сила трения в треугольной резьбе больше, чем в прямоугольной резьбе. Соотношение окружных сил трения в прямоугольной и треугольной резьбах удобно рассмотреть на моделях с кольцевыми витками, приняв угол подъема резьбы, равной нулю (рисунок 4.22, б).

Рисунок 4.22 – Силы взаимодействия между винтом и гайкой

Окружная сила трения для витка прямоугольного профиля Для витка треугольного профиля F1=Nf

, (4.3)

где ; – угол профиля резьбы, откуда приведенный коэффициент трения

.

 

 


 

Клемовые соединения

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, колоннах, кронштейнах. По конструктивным признакам различают два типа клеммовых соединений: со ступицей, имеющей прорезь
(рис. 3.14, а) и с разъемной ступицей (рис. 3.14, б). Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом можно устанавливать клемму в любой части вала независимо от формы соседних участков и других деталей, расположенных на валу.

При соединении деталей с помощью клемм используются силы трения, которые возникают в результате затяжки крепежных деталей, поэтому данный вид соединения называют фрикционно-винтовым.

Силы трения позволяют нагружать соединения моментом Т и осевой силой .

Достоинства клеммовых соединений: простота монтажа и демонтажа, самопредохранение от перегрузок, возможность регулировки взаимного расположения деталей как в осевом, так и в окружном направлениях.

В зависимости от упругих свойств соединяемых деталей и характера сопряжения деталей при расчете можно рассмотреть два предельных случая (рис. 3.15).

3.3.5.1. Клемма обладает большой жесткостью, а посадка деталей выполнена с большим первоначальным зазором (рис. 3.15,а). В этом случае контакт деталей происходит по линии. Условия прочности соединения:

 

; , (3.48)

 

где – сила нормального давления (реакция) в месте контакта; – коэффициент трения; – касательная к поверхности вала сила, равная силе трения.

 

 

Соединения с натягом

Соединение двух деталей по круговой цилиндрической поверхности можно осуществить непосредственно без применения болтов, шпонок. Для этого достаточно при изготовлении деталей обеспечить натяг посадки, а при сборке запрессовать одну деталь в другую. Натягом называют положительную разность диаметров вала и отверстия. После сборки вследствие упругих и пластических деформаций диаметр посадочных поверхностей становится общим. При этом на поверхности посадки возникают силы трения, которые обеспечивают неподвижность соединения.

 


Из соединений деталей с натягом наибольшее распространение получили цилиндрические соединения, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности.

Расчет соединений с натягом

Запрессовка

Расчёт соединения с натягом втулки и вала. При этом втулка и вал (если в нём имеется отверстие) считается толстостенным цилиндром (то есть толщина стенки которых не более чем впять раз меньше радиуса цилиндра).

Исходя из сил, действующих на соединение, находим контактное давление :

 

где — коэффициент запаса сцепления ; — осевая сила; — крутящий момент; — номинальный диаметр; — длина соединения; — коэффициент трения скольжения.

Далее находим расчётный натяг :

 

,

где — модуль упругости; — коэффициент Пуассона Так как имеются неровности профиля, которые деформируются и затрудняют продвижение запрессовки, полученное значение увеличиваем на величину поправки и получаем практический натяг:

где и — среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей

Если сборка производится температурным деформированием, то нет необходимости вводить поправку.

 


 

Механический привод

Мех. Передачи служит для преоб. Вращающего момента и изменение угловых скоростей при передачи от двигателя к рабочему органу.

Она состоит: 1.Двигатель 2.Муфта соединительня(МУВТ) 3.Механ. передача 4.Муфта компенсирующая(зубная,цепная) 5.Рабочий орган

M
N
Р.О
N2
Мп
М

МП выполн. След .фун.:

Увелич. Враща. Момент Т и умень. Углов. Скорость вращения---РЕДУКТОР

Умень Т и увел. Омегу-----Мультипликатор

Распеределяетвращ. Моменты между несколькими Р.О.----Диферицильный

Реверсировать вращ. Моменты-Реверс

Регулировать Р.О. вращении-коробка П- Ступенчатый

И бесступенчатый-вариатор


Фрикционные передачи

Передачи, в которых движение от одного вала к другому передается за счет трения между рабочими поверхностями враща­ющихся катков (дисков), называют фрикционными.

Фрикционная передача состоит из двух колес (катков) — ведущего и ве­домого, которые прижаты друг к другу с заданной силой. При вращении од­ного из катков, например, ведущего приходит в движение ведомый, благо­даря возникающей силе трения.

Условие работоспособности передачи Тmp >= F,

где: F — передаточное окружное усилие;

Тmp — сила трения в месте контакта.

Примечание. Окружное усилие — сила, которая вращает шкив, коленчатый вал, ма­ховик и т. д., направленная по касательной к окружности, по которой движется точка приложения этой силы. Определяют окружное усилие по формуле F = М/r,

где: М — вращающий момент;

r — расстояние от точки приложения окружного усилия до оси вращения.

Если это условие нарушается, то возникает буксование, то есть ведомый каток не вращается, а ведущий скользит по нему.

Передаточное число фрикционной передачи — отношение угло­вых скоростей ведущего и ведомого валов — не может быть строго постоян­ным, так как всегда существует относительное проскальзывание катков, изменяющееся в зависимости от нагрузки.

Различают фрикционные передачи с условно постоянным передаточным числом между валами с параллельными пересекающимися осями и переда­чи с переменным передаточным числом (вариаторы) без промежуточного звена и с промежуточным звеном.

В зависимости от условий работы фрикционные передачи подразделяют на открытые, работающие всухую, и закрытые, работающие в масле. Коэф­фициент трения в открытых фрикционных передачах выше, а прижимное усилие катков меньше. В закрытых фрикционных передачах масляная ван­на делает скольжение менее опасным, кроме того, обеспечивается отвод тепла и увеличивается долговечность передачи.

Достоинства:

1. Простота конструкции и обслуживания.

2. Равномерность и бесшумность работы.

3. Возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа, причем на ходу, без остановки передачи.

Недостатки:

1. Большой и неравномерный износ рабочих поверхностей катков при буксовании.

2. Большие нагрузки на валы и подшипники от прижимного усилия Fn,что увеличивает их размеры и делает передачу громоздкой. Этот недостаток ограничивает величину передаваемой мощности.

3. Непостоянство передаточного числа iиз-за проскальзывания катков.


 

Ременные передачи

Ременные передачи – относятся к передачам фрикционного типа. Состоит из двух шкивов охваченных бесконечным ремнём.

Достоинство передачи:

1) Возможность передачи вращения между валами, на значительном расстоянии.

2) Плавность и бесшумность в работе

3) Возможность предохранения от перегрузок

Недостатки:

1) Большие геометрические размеры

2) Непостоянство передаточного отношения

3) Значительные нагрузки на валы.

Типы:

1) В зависимости от сечения ремня различают:

· Плоскоременные передачи

· Клиновидный ремень (Тяговая способность при прочих равных условиях прим. в 3 раза выше чем у плоскоременной)

· Поликлиновая передача Все преимущества плоско клиноременной

· Зубчатоременная Работает по принципу зацепления. Может использоваться в точных кинематических цепях. Обладает высокой тяговой способностью.

 

Кинематические и геометрические параметры ременных передач

 

; ;

Известные:

d1, d2, U, n1, n2

Определяемые:

β- угол между ветвями, α- угол обхвата на меньшем шкиве; а- межосевое расстояние; l- длина ремня.

 

Зубчатые передачи

- состоит из пары зубчатых колёс. Общее название зубчатое колесо. Если два- меньшее шестерня, большее колесо.

Классификация:

· В зависимости от окружной скорости зацепления

тихоходные

среднескоростные

быстроходные

· В зависимости от поверхности зуба

1) Эвольвентные

2) Зацепление новикова

3) Циклоидальное

· По типу зубьев

1) С прямым зубом

2) С косым зубом

3) С круговым зубом

· В зависимости от твёрдости поверхности зубьев

1) НВ<350

2) HB>=350

 

34. Геометрические параметры прямозубой цилиндрической передачи

Меньшее ЗК - шестерня. m– модуль =Р-шаг/П-число ПИ, aW – межосевое расстояние, Yd =bW(ширина)/dW – коэффициент ширины, a = 20° – угол профиля, U – передаточное число, делительный диаметр d, диаметры вершин dаи впадин df

aw=(d1+d2)/2. Ширина зубчатого колеса равна b2=Yb(коэф ширины)*aw. Ширину шестерни принимают в 1,12 раз больше, чем ширина колеса b1=1,12*b2.

 

 

Все параметры зубчатых передач и индексы которые используются стандартизованы.

Параметры с индексом омега относятся к начальной окружности. Параметры с индексом v относятся к основной окружности оси поверхн.

Индекс «а» окружности вершин

Индекс «b» к окружности впадин

Параметры без индекса относятся к делительной окружности.

 

35.Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач

Поломка зубьев. Наиболее опасный вид разрушения, при­водящий к выходу из строя передачи и часто к повреждению других деталей (валов, подшипников)

Поломка зубьев может вызываться большими перегрузками ударного или статического действия или усталостью материала от многократно повторяющихся нагрузок.

Поломки от перегрузок часто бывают связаны: а) с концен­трацией нагрузки по длине зубьев из-за погрешностей изготовле­ния или больших упругих деформаций валов; б) с износом зубьев, приводящим к их ослаблению и к росту динамических нагрузок; в) с вводом в зацепление на ходу передвижных шестерен.

Трещины обычно появляются у основания зубьев на стороне растянутых волокон.

При усталостном разрушении излом имеет вогнутую фор­му на теле колеса, при разрушении от перегрузки — выпук­лую. Зубья шевронных и широких косозубых колес обычно выламываются по косому сечению (от основания к вершине противоположного торца).

Стандарт предусмотр 12 степеней точности( 1-самы точные)В машиностроении исп 6-8

Степ. Точности хар-ся 3-мя параметрами

1)Кинаматич точность (Нормой кинемат точности регламентируют наибольшую погрешность передаточного числа или угла поворта в пределах 1-го оборота зубч. Колеса

2)норма плавности работы (Нормой плавности регламентир. Многократно повтор циклич ошибки передвточного числа или угла поворота за 1 поворот

3)Норма пятна контакта зацепления (Нома контакта зубьев регламентируется очисткой изготов. и контакта влияющие на площадь контакта

 

36. Расчетная нагрузка при расчете ЗП

 

При работе передачи возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей, их деформаций, погреш­ностей при сборке и условий эксплуатации. Расчетная нагруз­ка определяется умножением номинальной нагрузки на коэф­фициент нагрузки К > 1.

Номин нагрузка опред ,

Gп распределяется неравномерно:

1) между одновременно работающими парами зубьев.

2) по длине зуба

3) возникает дополнительная внутренняя динамическая нагрузка.

4) внешняя динамическая нагрузка.

T1H=T1×KH

T1F=T1×KF

Коэффициент нагрузки:

KH = KHA×KHV×KHb×K - Коэф нагрузки при расчете контактных напря­жений

KF = KFA×KFV×KFb×K, - при расчете напряжений изгиба

KA – коэффициент внешней динамической нагрузки;

KHV, KFV – коэффициенты, учитывающие внутренюю дин. нагр

KHb, KFb – коэффициенты концентрации нагрузки, учиты­вающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;.

KH£, KF£ – коэффициент, учитывающий характер рас­пределения нагрузки между зубьями. Для прямозубой передачи равен 1, для косозубой определяется по формуле.

 

 

Расчет по напряжению изгиба

Поломка зубьев связана с напряжениями изгиба, вследствие усталости материала от длительно действующих нагрузок. Расчет на изгиб сводится к проверке условия:

При выводе расчётной формулы для определения напряжений изгиба принимают следующие допущения:
1) вся нагрузка зацепления передаются одной парой зубьев, которая приложена к вершине зуба и направлена по нормали к его профилю (сила трения не учитываются); 2) зуб рассматривают как консольную балку прямоугольного сечения, что позволяет рассчитывать его методами сопротивления материалов. Фактически зуб представляет собой балку с изменяющейся формой. Это учитывается введением в расчётные формулы теоретического коэффициента концентрации напряжений Кт.

Распределённую по ширине венца зуба нагрузку заменяют сосредоточенной силой , которую переносят по линии действия на ось зуба и раскладывают на две составляющие: изгибающую зуб и сжимающую , где - угол направления нормальной силы Fn. Он несколько больше угла зацепления .

Напряжение изгиба в опасном сечении (вблизи хорды основной окружности), т.е. напряжение на растянутой стороне зуба, где возникают усталостные трещины .

Напряжения определяются отношением внешней силы к моменту сопротивления сечения.
Тогда после подстановки в исходную формулу, формула проверочного расчёта прямозубых передач:


где и - расчётное и допускаемое напряжения изгиба, Н/мм2.
Ft – окружная сила, H,
b и m – ширина и модуль зубчатого колеса или шестерни, мм,
YF – коэффициент формы зуба – величина безразмерная, зависящая от числа зубьев z или zv и коэффициента смещения х.

 

Валы. Оси

Вал-устройство передающее крутящий момент , ось не передает его а испытывает изгибающий момент.

В зависимомти от формы различают:

1)гладкие валы

2) ступенчатые валы

3) Гибкие валы

4) коленчатые валы

Сущ. 2 вида расчета валов.

1) Проектировачный расчет

2) Проверочные расчет

а) расчет на выносливость

б) расчет на колебания

в) расчет на жесткость

Часть вала или оси контактирующей с опорой наз.цапфой. Если цапфа воспринимает осевые нагрузки это пята .если цапфа расположена после средней части вала это шейка

Расчет вала на выносливость

Разрушение большинства валов происходит из-за потери усталости материала , производят расчет на выносливость.

Расчет на усталость заключается в определении коэф. запаса прочности в опасном сечении и сравнивает его с допустимым запасам коэф прочности .

Для расчета на усталость действительную схему вала заменяют условной схемой вала. При этом одну из опор заминяют шарнирно не подвижной , другую шарнирно подвижной опорой.

Строят эпюры на изгиб и крутящих моментов, за опасное сечение принимают сечение вала в катором действует минимальный изгибающий и крутящий момент

А) различные виды канавок: галтель, поднутрения.

Концентратором является посадка с гарантированным натягом на вал; участки валов где имеются резьбы шлецы.

Расчет вала на жесткость

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу деталей связанных с ним. Прогиб вала вызывает неравномерные нагрузки : поворот сечения под подшипниками вызывает перекос. Допустимые упругие перемещения зависят от условия эксплотации и определяется для каждого конкретного случая .

Стрела прогиба у не должна привышать:

y≤0.001m-дляцелендрических

у≤0.005м-для конических

Угол поворота сечения под подшипниками 0.001рад. для роликовых, 0.005рад шарико–подшипник.

Малое значение прогиба и углов поворота приводит к тому что в некоторых случаях работоспособность вала опред. Не расчетом на долговечность а расчетом на жескость. Величина перемещения и условия поворота опред. По методу Верещагина.

Расчет вала на колебания

Расчет на колебания проводят для того , что бы в процессе работы не возникали в механической системе резонансные колебания. вынужденные колебания системы с одной степенью свободы Описываются уровнением

У-амплитуда вынужденного колебания, Р0-амплитуда возмущающей силы, m- масса , ρ-частота собственного колебания системы . ω-круговая частота возмущающей силы.

Полная амплитуда колебаний определяется:

Условие:

1) ρ>ω ; амплитуда будет направлена против экцентрисистета .

2) ρ≥ω; центр тяжести не сбалансированной массы будет располагаться на оси вращения.

Подшипник

Классификация подшипников:

1.В зависимости от типа трения: качения, скольжения

2.В зависимости от формы тел качения: шариковые, роликовые

3.В зависимости от воспринимаемой нагрузки: радиальные, радиально-упорные, упорные, упорно-радиальные

4.В зависимости от числа тел качения: однородные

Подшипник состоит:1)Внутреннее кольцо, 2)наружное кольцо, 3)тело качения, 4)сепаратор

Виды серий:1-особо легкая серия, 2-легкая серия, 3-средняя серия, 4-тяжелая серия, 6-средняя широкая

Типы подшипников:0-радиальный-шариковый, 1-радиальный-шариковый сферический, 2-роликовый-радиальный с цилиндрич. Роликами, 3-роликовый радиальный со сферич.роликами, 6-шариковый радиально-упорный,

 

Динамика подшипника

В процессе работы подшипника качения под действием центростремительной силы каждое тело качения прижимается к дорожке наружного кольца с силой . Величину этой силы учитывают только для быстроходных подшипников. Основные причины выхода из строя:1)усталостное выкрашивание беговых дорожек колец и тел качения, 2)износ дорожек колец и тел качения, 3)разрушение сепараторов, 4)наличие следов пластической деформации. Подбор подшипников осуществляют по 2-ум критериям:1)расчет на статическую грузоподъемность, 2)расчет на



Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.238.248.200 (0.015 с.)