Атомная энергетика России Инженерная графика и машиностроительное черчение Математика Курс лекций и примеры решения задач Информатика Электротехника Физика курс лекций примеры решения задач
Расчёт червячных передач Выполнение компоновочных чертежей редуктора Расчет соединяемых деталей Расчет резьбовых соединений Расчет передач на сопротивление усталости при изгибе Точность и погрешности изготовления деталей машин

Детали машин Основные принципы проектирования

Гидроприводы и гидравлическое оборудование. Типовые схемы объемных гидроприводов. Основные элементы: насосы, моторы, цилиндры. Распределительная и регулирующая аппаратура. Выбор и статический расчет основных параметров объемных гидроприводов. Основы динамического расчета объемных гидроприводов.

Расчет передач на сопротивление усталости при изгибе

Расчет выполняется при предположениях, что зуб нагружен силой FH, в зацеплении находится одна пара зубьев, а также силы трения отсутствуют.

Наибольшее трение в точке b, однако растягивающий эффект в точке a, r – радиус выпуклости зуба,

£ [d]F

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения

Yb – коэффициент, учитывающий угол наклона

Ye – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Ye= 1/e£ – для косозубой передачи, Ye = 1 для прямозубой передачи. 

m выбрать по возможности меньше, z соответственно больше. m=(0,01 ... 0,02)aW. В случае открытой передачи

Расчет по модулю

Если прочность на изгиб является основным критерием работоспособности. Расчет ведется в форме определения модуля по заданным числам зубьев с последующей проверкой контактной прочности (или формула выше)

Допускаемые напряжения

Для расчета переменный режим заменяем эквивалентным.

 

NE = NS ×mH , NFE=NS ×mF, NS – суммарное число циклов = 60×n××Lh, где

Lh – ресурс работы передачи,

nЗ– число зубьев зацеплении,

n– частота вращения.

p = qH/2, p = qF. Допускаемые контактные и изгибные напряжения устанавливаются на основе кривых усталости

NHG = 30×HB2,4, NFG = 4×106. Если NHE£NHG, то qH=6,если NHE>NHG, то qH=20.

Коэффициенты долговечности:

и

qF = 6 для нормальных умеренных колес, qF = 9 для поверхностно-закаленных колес.

Методы повышения контактной и изгибной прочности

Для повышения контактной прочности используется:

1. увеличение твердости рабочей поверхности зубьев путем:

а) изменением материала

б) изменением режима термообработки

в) применением поверхностных обращений

2. исправление геометрического зацепления путем:

а) увеличения смещения инструмента

б) применением нестандартного зацепления

в) увеличением угла наклона зуба b

3. уменьшение расчетной нагрузки путем уменьшения коэффициента KH

Для повышения изгибной прочности применяют:

1. увеличение модуля с одновременным уменьшением числа зубьев (без подрезания)

2. применить смещение инструмента, т.е. увеличить угол зацепления £.

3. применить смещение Х для шестерни за счет колеса

4. уменьшить коэффициент KF

5. поверхностное упрочнение у корня зуба (наклеп, цементация и т.д.)

6. увеличение радиуса кривизны переходной кривой у основания зуба.

Определение основных размеров зубчатой передачи

Начальный диаметр шестерни:

Расчетная ширина колеса:

Межосевое расстояние:

Принимаем стандартное межосевое расстояние

Пересчитываем ширину колеса:

Принимаем стандартную ширину колеса.

Находим ширину шестерни:

bW1 = bW2 + 5

Определение геометрии зацепления зубчатой передачи

Модуль: m=(0,01...0,02)aW

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса: Z2 = Z1×U

Угол наклона зуба:

Осевой шаг:

Коэффициент осевого перекрытия:

eb = bW2/PX

Начальный диаметр: dW=m×z / cosbW.

Диаметр выступов: d a = dW + 2m

Диаметр впадин: d f = dW – 2,5m

Коэффициент торцевого перекрытия:

Косой изгиб

Изгиб, при котором внешние нагрузки действуют в плоскости, не совпадающей ни с одной из главных плоскостей инерции, называется косым изгибом (рис.2.1). Главной плоскостью инерции называется такая плоскость, которая включает в себя ось балки () и одну из главных центральных осей инерции поперечного сечения ( или ). Плоскость, в которой располагаются внешние нагрузки, называется силовой плоскостью.

2.1. Определение напряжений при косом изгибе

Рассмотрим консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой как показано на рис.2.2.

Рис. 2.1

Находим проекции силы  на главные центральные оси инерции  и  (рис.2.2):

  и .

Каждая из проекций располагается в одной из главных центральных плоскостей инерции и, таким образом, косой изгиб является сочетанием двух плоских поперечных изгибов и часто называется двойным.

Рис. 2.2

В произвольном сечении на расстоянии  от точки приложения силы имеют место четыре внутренних силовых фактора:

поперечные силы: ,

;

и изгибающие моменты: ,

.

Определим напряжения, возникающие в произвольной точке  рассматриваемого сечения (рис.2.2):

от изгибающего момента

,

от изгибающего момента

,

здесь  и   - координаты точки, в которой рассчитывают напряжения.

Знак напряжения зависит от характера деформации (растяжение-плюс, сжатие-минус). В нашем случае оба напряжения являются растягивающими и имеют знак плюс.

На основании ПНДС полное нормальное напряжение в точке  равно их алгебраической сумме:

.  (2.1)

При проведении расчетов на прочность условие прочности составляется для опасной точки поперечного сечения, т.е. для точки, в которой нормальные напряжения достигают максимальных значений. Самой нагруженной точкой в сечении произвольной формы является точка, наиболее удаленная от нейтральной линии, разделяющей растянутую и сжатую зоны сечения.

В связи с этим, большое значение приобретают вопросы, связанные с определением положения нейтральной линии.

Силы в зубчатой паре

Конструктивные и эксплуатационные методы повышения износостойкости деталей машин

Замена в узлах машин трения скольжения трение качения Такая замена во многих случаях целесообразна с точки зрения повышения надежности работы деталей и экономичности машин.

Способы установки узлов, уменьшающие дополнительные нагружения при монтаже и в эксплуатации Установка машин и механизмов может быть связана с возникновением начальных напряжений в деталях конструкций, что отрицательно сказывается как на общей прочности деталей, так и на надежности подвижных сочленений.

Червячные передачи Передача вращением между перекрещивающимися валами посредством червяка и сопряженного с ним колеса.

Приведенный коэффициент передачи и КПД червячного редуктора

Гидродинамические системы приводов. Основные схемы использования гидродинамических приводов. Внешние характеристики и специальные требования к гидродинамическим приводам транспортных, строительных и горных машин. Электроприводы на транспортных, строительных и горных машинах.
Кинематические характеристики цилиндрических передач