Атомная энергетика России Инженерная графика и машиностроительное черчение Математика Курс лекций и примеры решения задач Информатика Электротехника Физика курс лекций примеры решения задач
Расчетные напряжения изгиба на переходной поверхности зубьев Расчет червяка на прочность и жесткость Силы, действующие на валы и опоры Проектный расчет валов Расчет подшипников скольжения

Детали машин и основы конструирования

Смазка и ее влияние на износ машин. Основные принципы расчета смазки при различных режимах трения. Свойства смазочных продуктов и их контроль. Хранение, консервация и расконсервация машин. Основы технологии ремонта транспортных, строительных и горных машин. Ремонтные средства и принципы проектирования ремонтных предприятий.

Силы, действующие на валы и опоры

Принимают, что материал ремней следует закону Гука. Тогда после приложения полезной нагрузки сумма натяжений ветвей остается постоянной. Действие центробежной силы в упрощенных расчетах не учитывают, так как она уравновешивается в ремне и может вызвать лишь разгрузку валов.

Если ветви ремней параллельны () сила на валы  равна двойному начальному натяжению ремня:

.

Если ветви ремней непараллельны () сила на валы  определяется из треугольника ОАВ (рис. 7.6) по теореме косинусов:

. (7.9)

Рис. 7.6. Силы, действующие на валы

Подставляя в выражение (7.9) значения натяжений  и , определяемые по формулам (7.4), получим приближенное выражение для определения силы на валы:

. (7.10)

Вторым слагаемым под корнем выражения (7.10) можно пренебречь в виду его малости по сравнению с первым слагаемым, поэтому имеем

 (7.11)

Приближение (7.11) тем справедливее, чем ближе передаточное число к единице. Нагрузку на валы можно также определить через угол обхвата :

. (7.12)

Зависимости (7.11) и (7.12) используются для расчета нагрузки на валы при автоматическом регулировании натяжения ремня. В передачах без регулирования натяжения его обычно устанавливают с запасом, и оно сохраняется до вытягивания ремня. Поэтому при расчете нагрузки на валы в данном случае расчетное начальное натяжение  и напряжение   увеличивают в 1,5 раза:

,

где  – соответственно, ширина и толщина плоского ремня; А – площадь поперечного сечения клинового ремня;   – число клиновых ремней.

 

Потери в ременных передачах. Кривые скольжения и КПД

Потери мощности в ременных передачах складываются из потерь:

– в опорах валов;

– от скольжения ремня по шкивам;

– на внутреннее трение в ремне; данные виды потерь связаны с периодическим изменением деформаций и в основном с деформациями изгиба;

– от сопротивления воздуха движению ремня и шкивов.

При средних условиях эксплуатации значения КПД обычно принимают для плоскоременных передач , для клиноременных передач . При неблагоприятных условиях работы: малых диаметрах шкивов (значения  меньше рекомендуемых), предельных скоростях ремней или их перетяжке – КПД может снижаться до 0,85.

Работоспособность ременных передач принято характеризовать кривыми скольжения и КПД, которые строятся в координатах относительного скольжения  (коэффициент полезного действия ) – коэффициент тяги  (рис. 7.7).

Коэффициент тяги  характеризует степень загруженности передачи:

. (7.13)

Из формулы (7.13) имеем следующее выражение для напряжения в ремне от передаваемой нагрузки :

.

Кривые скольжения получают экспериментально: при постоянном натяжении  постепенно повышают полезную нагрузку  и измеряют скольжение .

До некоторого значения коэффициента тяги  скольжение  вызывается упругими деформациями ремня, которые пропорциональны коэффициенту тяги (нагрузке), и кривая скольжения имеет, соответственно, прямолинейный характер. При дальнейшем увеличении нагрузки возникает дополнительное проскальзывание, и суммарное скольжение возрастает быстрее, чем нагрузка. Кривая скольжения резко поднимается вверх и при некотором предельном значении коэффициента тяги  наступает полное буксование.

Рис. 7.7. Кривые скольжения и КПД

КПД передачи в начале растет с ростом нагрузки вследствие уменьшения влияния потерь холостого хода. Он достигает максимума в зоне критического значения коэффициента тяги, а потом начинает уменьшаться в связи с дополнительными потерями на буксование.

По коэффициенту тяги судят о том, какая часть предварительного натяжения ремня  полезно используется для передачи нагрузки . В зоне  наблюдается как упругое скольжение, так и буксование. Работу в зоне частичного буксования допускают только при кратковременных перегрузках, например, при пуске. Работа в этой в области связана с повышенным износом ремня и потерей скорости.

Рабочую нагрузку рекомендуется выбирать в близи критического значения коэффициента тяги  и слева от него. Этому значению соответствует наибольшее значение КПД.

Средние значения коэффициента тяги  устанавливаются по экспериментальным данным:

– для прорезиненных и кожаных ремней ;

– для синтетических ремней .

Опасной точкой по нормальным напряжениям является точка , в которой  от  и  от  положительны, или точка , в которой  от  и  от  также одного знака, но отрицательны. Касательные напряжения от крутящего момента в этих точках равны нулю. Таким образом, в этих точках имеет место линейное напряженное состояние.

Опасной точкой по касательным напряжениям является точка  (или ), лежащая в середине длинной стороны прямоугольника. Кроме того, в этой точке действуют максимальные нормальные напряжения от изгибающего момента .

Следует отметить, что в точке  (или ), расположенной в середине короткой стороны также действуют касательные напряжения (несколько меньшие ) и максимальные нормальные напряжения от .

Таким образом, в точках поперечного сечения ,  (,) имеет место плоское напряженное состояние, которое обуславливает использование гипотез прочности при расчетах на прочность. Для пластичных материалов применяют III (наибольших касательных напряжений) и IV (энергетическую) гипотезы прочности.

Составим условия прочности для трех предположительно опасных точек поперечного сечения

т. : ; .

т. : ; , .

т. : ; , .

Расчетная формула по четвертой гипотезе прочности

.

Для хрупких материалов может быть использована гипотеза прочности Мора, которая для пластичных материалов приводится к третьей гипотезе, а для очень хрупких – к первой гипотезе

 . (4.7)

Силы и силовые зависимости

Критерии работоспособности и расчета

Цепная передача – это механизм, предназначенный для передачи движения между параллельными валами посредством зацепления многозвенной гибкой связи (цепи) с жесткими звеньями (звездочками).

Приводные зубчатые цепи изготавливают с шарнирами качения типов ПЗ-1 и ПЗ-2 по ГОСТ 13552-81 (получили большее распространение) и с шарнирами скольжения. Цепи типа ПЗ-1 рассчитаны на одностороннее зацепление, цепи типа ПЗ-2 рассчитаны на двухстороннее зацепление.

Силовая схема цепной передачи аналогична силовой схеме ременной передачи

Проектирование новой машины или исследование уже имеющейся начинается с составления схем ее механизмов, изображающих механизмы в упрощенном виде. Различают структурную (принципиальную) схему с применением условных обозначений звеньев и кинематических пар (без указания размеров звеньев) и кинематическую схему с указанием размеров, необходимых для проведения кинематических расчетов.

Основы струйной и вихревой теории турбомашин. Основное энергетическое уравнение. Теоретические и действительные, типовые и универсальные характеристики турбомашин. Законы подобия турбомашин. Характеристики внешних сетей и эксплуатационные режимы турбомашин. Устойчивая и неустойчивая работа турбомашин на сеть.
Проверочный расчет на выносливость при изгибе