124406 (631326), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

Наибольшие напряжения на малом шкиве, и они могут превышать все остальные напряжения, поэтому диаметр шкива ограничивается.

Для плоских ремней: d ≥ 70σ

Для синтет. ремней: d ≥ 100σ

Модуль упругости, Е=200-300 МПа

Для капроновых ремней, Е=600МПа

Для клиновых, Е=500-600МПа

в точке набегания на малый шкив, до точки сбегания.

σ_изгиба – доминирующая.

Тяговая способность ременных передач.

Критерии:

Тяговая способность, которая зависит от величины сил трения между ремнями и шкивом;

Долговечность ремня: способность противостоять усталостному повреждению.

коэффициент тяги надо принимать ближе к φ₀ при этом КПД передачи будет максимальным.

Плоскоременные, клиноременные:

F₁+F₂=2F₀ const

Коэффициент тяги:

при значении

φ_{0 →} F_t достигает максимальной силы трения, дуга покоя сокращается до нуля, дуга скольжения распределяется на всю дугу охвата.

Значением Кн оценивается тяговая способность передачи.

Долговечность ремня ременных передач. Быстроходность передачи.

Долговечность ремня: способность противостоять усталостному повреждению.

Главная причина усталостного разрушения – напряжения изгиба.

Снижение долговечности при увеличении частоты пробегов связано не только с усталостью, но и с термостойкостью ремня. Перегрев ремня приводит к снижению прочности.

Быстроходность передачи:

;для капроновых ремней

σ₀=50 МПа, [υ]=150м/с

если повышать скорость ремня, то при критической скорости центробежные силы уравновесят давление на шкивы от натяжения ремня, и оно будет равно нулю.

Расчёт клиноременных передач.

Z – число зубьев ремней;

А₁– площадь сечения одного ремня;

[Кп]– допустимая предельная удельная сила;

C_z – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения Кп по ремням.

Z = 1 C = 1

Z = 3-4 C = 0.9

Z > 6 C = 0.85

[P] – допускаемая мощность на одном ремне;

P – мощность на всех ремнях.

Конструкции ремней ременных передач.

нарисовать

Зубчато-ременная передача. Достоинства. Применение в швейном оборудовании.

Назначение:

Служит для передачи вращающего момента между валами, расположенными на небольшом расстоянии, при необходимости сохранения постоянства передаточного числа.

Для мощности до 100 КВт, скорость около 50 м/с и передаточных чисел до 12 (иногда до 20).

Бывают:

• По типу ремней: односторонние, двусторонние;

• По скорости ведомого вала: повышающие, понижающие;

• По числу ступеней: одно- и многоступенчатые, с одним или несколькими ведомыми шкивами.

"+" компактнее, плавнее, чем цепная, бесшумна. Не проскальзывает, обходится без смазки.

"-" более сложная конструкция, чем у ременной, сложнее технология изготовления ремней и шкивов, меньшая передаваемая мощность и долговечность.

Расчёт зубчато-ременной передачи.

Критерии: тяговая способность ремня, износостойкость зубьев, долговечность.

Параметры передачи:

Модуль выбирают по моменту на быстроходном валу.

Число зубьев большего шкива:

Расчётная длина ремня:

L = mπZ_р

d = mZ, где Z – число зубьев шкива;

межосевое расстояние:

где d_б – диаметр большего шкива;

d_м – диаметр меньшего шкива.

Расчётные диаметры шкивов:

d = mz, где z – число зубьев шкива.

Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом:

, где α – угол обхвата на малом шкиве.

Передачу рассчитывают по удельной окружной силе, p₀

Для надёжной работы передачи должно быть выполнено условие:

, при меньшем несущая способность передачи падает.

Допустимая удельная окружная сила:

, где С_p – коэффициент режима работы;

C₀ – коэф., учитывающий влияние роликов;

C_z – 1, 0.8, 0.6 при числе зубьев в зацеплении соответственно, z₀ = 6, 5, 4

Валы и оси. Их виды. Конструктивные элементы. Посадочные поверхности валов. Критерии работоспособности.

В алы и оси служат для поддерживания деталей.

Вал – передаёт крутящий момент, поддерживает детали (шкивы);

Ось – не передаёт крутящего момента, может быть неподвижной и вращающейся.

При работе валы испытывают: изгиб, кручение, осевую нагрузку, растяжение, сжатие.

Оси испытывают изгиб.

Валы бывают прямые, коленчатые, гибкие, прямые цельные, прямые полые.

Конструктивные элементы:

Место сопряжения двух участков разных диаметров называют галтелью, опорные участки – цапфы, концевые цапфы, воспринимающие радиальные нагрузки – шипы, промежуточные – шейки, цапфы, воспринимающие реакции, направленные вдоль оси, называются пятами.

Основным критерием работоспособности являются сопротивление усталости, жесткость.

υ – величина прогиба,

γ– угол поворота сечения

На валы действуют: крутящий момент, Т; изгибающий момент, М_из

Проектный расчет производится на статическую прочность с учётом Т.

Чтобы учесть действие изгибающих нагрузок: допускаемые значения [τ]

Диаметр выходного конца вала:

Значение диаметра округляется до ближайшего значения из госта.

Диаметры посадочных поверхностей (под ступицы зубчатых колёс, звездочек, шкивов и др.) выбирают из стандартного ряда посадочных размеров, диаметры под подшипники – из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников. Перепад диаметров должен быть минимальным.

Проектный и проверочный расчёт валов.

Проводится при уже известной конструктивной схеме: на сопротивление усталости, статическую прочность, жесткость и колебания.

Основной расчётной нагрузкой являются моменты, вызывающие кручение и изгиб.

Порядок расчёта:

1.Предварительная оценка среднего диаметра вала из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

И ли ориентируясь на диаметр того вала, с которым он соединяется.

2.Разработка конструкции вала (диаметр под подшипники, под зубчатое колесо и др.)

3 .Проверочный расчёт конструкции, внесение исправлений.

Проверочный расчёт:

1.Выбор расчётной схемы и определение расчётных нагрузок. Схематизация нагрузок, опор и формы вала.

Большинство муфт нагружают вал дополнительной силой F_m. При расчёте валов приближенно можно принимать:

• F_m = (0.2….0.5) F_tm , где F_tm – окружная сила на муфте.

• F_m ≈ 125√Т – для входных валов редукторов.

• F_m ≈ 250√Т – для выходных валов многоступенчатых редукторов.

В общем случае на конце вала может быть установлена шестерня, звёздочка или шкив.

О сновные нагрузки на валы. Расчёт валов на сопротивление усталости.

Основным видом разрушения является усталостное. Необходимо установить характер цикла напряжений. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу. Напряжения кручения изм-ся пропорционально изменению нагрузки. Необходимо наметить опасные сечения, которые подлежат проверке. Там определяют запасы сопротивления усталости и сравнивают их с допускаемыми.

Действующие силы подразделяют на два вида: невращающиеся (силы в передачах) и вращающиеся (нагрузки на концах валов от муфт).

Коэффициент запаса прочности:

где S_σ – коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

S_τ – по касательным напряжениям.

Где σ_а, τ_а – амплитуды переменных напряжений.

Расчёт валов на статическую прочность.

Проверку статической прочности проводят в целях предупреждений пластических деформаций и разрушений с учётом кратковременных перегрузок.

Определяют по гипотезе энергообразования.

Расчёт валов на жесткость.

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала возникает концентрация нагрузки в зубчатой передаче по длине зуба. При больших углах поворота может произойти защемление вала в подшипнике.

Прогиб вала и угол поворота должны быть меньше допускаемых.

Крутильная жесткость:

Где Y – модуль упругости второго рода, I – полярный момент инерции, Т – крутящий момент, l – длина вала.

Подшипники. Виды. Подшипники скольжения. Достоинства и недостатки. Применение в швейном оборудовании.

Опоры вращающихся осей и валов называются подшипниками. Служат для соединения валов и вращающихся осей с корпусом. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки. В зависимости от вида трения они разделяются на подшипники скольжения и качения. В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки – радиальные (перпендикулярно оси цапфы), упорные (осевая нагрузка), радиально-упорные.

"+" – простота, дешевизна, надёжность при высоких скоростях валов, способность воспринимать большие ударные и вибрационные нагрузки, бесшумность, разъёмные подшипники могут устанавливаться на коленчатых валах.

"-" – требуют постоянной смазки, большие осевые размеры, в период пуска значительные потери на трение.

Конструкция подшипников скольжения. Виды вкладышей подшипников. Материалы вкладышей.

Рисунок

Вкладыши должны обладать достаточной износостойкостью и высокой сопротивляемостью к заеданию, должны иметь низкий коэффициент трения и высокую теплопроводность.

Вкладыши в виде втулки или двух половинок. Материалы:

• Баббит (цинк+олово+медь). Заливается тонким слоем.

• Бронзы. Вызывают износ валов.

• Чугунные материалы (углерод 4%+железо).

• Современные: металлокерамика (порошки железа, углерода и др.) их прессуют до монолитности, потом спекают. Пропитывают маслом – в дальнейшем не требует смазки; тефлон (фторопласт), пластмассы, резина, капролон, текстолит.

Смазка подшипников скольжения. Смазочные материалы. Виды смазок.

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)