- •Основные понятия и определения
- •Предмет изучения
- •Структура курса
- •Этапы проектирования
- •Основные требования к машинам
- •1.Правильный учет величины и характера нагрузок и условий работы.
- •2. Создание предохранительных устройств
- •3. Правильный выбор материалов и применение поверхностного упрочнения деталей.
- •4. Максимальное использование принципа стандартизации.
- •Нарезание конических колес методом обкатки
- •Влияние z на форму и прочность зуба
- •Критерии работоспособности деталей
- •Формулы для расчета тел на прочность
- •Расчет по предельным состояниям.
- •Расчеты на усталостную прочность
- •Влияние срока службы детали на допускаемое напряжение при постоянном нагружении переменной нагрузкой
- •Термостойкость делится на теплостойкость и хладостойкость.
- •Машиностроительные материалы и термическая обработка
- •Термическая обработка:
- •Механические передачи
- •Ориентировочные значения основных параметров передач вращательного движения
- •Зубчатые передачи
- •Расчет зубьев на изгибную прочность
- •Расчет зубьев на прочностьпри воздействии максимальной (пиковой) нагрузки
- •Особенности геометри косозубых и шевронных зубчатых колес
- •Коэффициент перекрытия косозубых передач. Расчеты на прочность цилиндрических косозубых и шевронных передач
- •Усилия в зубчатых цилиндрических передачах
- •Допускаемые напряжения
- •Окружной и нормальный модули в косозубой передаче
- •Расчеты на прочность цилиндрических косозубых и шевронных передач. Эквивалентное прямозубое колесо
- •Шевронные передачи конические зубчатые передачи.
- •Формы зуба конического колеса
- •Нарезание прямозубых и тангенциальных конических колес Зависимости углов начальных конусов δ1 и δ2 от передаточного числа
- •Радиусы дополнительных конусов
- •Силы в конических прямозубых передачах
- •Силы натяжения ремня в передаче трением
- •Вывод формулы Эйлера
- •Найдем силы f1 и f2 в ведущей и ведомой ветвях ремня.
- •Напряжения в ремне
- •Нагрузки на валы и опоры
- •Расчет ремней (общие положения)
- •Для примера рассмотрим ремень с хлопчатобумажным кордом.
- •Клиноременная передача
- •Выбор клиновых ремней
- •Расчет клиновых ремней
- •Достоинства:
- •Критерии работоспособности и расчета
- •Цепные передачи
- •Зубчатые цепи
- •Звездочки
- •Геометрические и кинематические параметры цепных передач
- •Кинематика цепной передачи
- •Фрикционные передачи
- •Трение в кинематических парах
- •Виды разрушения подшипников
- •Критерии расчета подшипников
- •Расчет на долговечность
- •Расчет подшипников по статической грузоподъемности
- •Особенности расчета радиально-упорных подшипников
- •Способы фиксации валов в корпусе
- •Фиксация подшипников на валу
- •Подшипники скольжения.
- •Конструкция подшипника скольжения
- •Сварные соединения
- •Электродуговая
- •Газовая сварка
- •2. Электродуговая сварка под флюсом.
- •3. Электрошлаковая сварка, также как две предыдущие – сварка плавлением при прохождении тока через шлаковую ванну от электрода к изделию.
- •Контактная сварка.
- •Стыковые швы,
- •Контактная сварка
- •Паяные и клеевые соединения Паяные
Силы натяжения ремня в передаче трением
Определим соотношение сил F1иF2 в ведущей и ведомой ветвях ремня.
Дано: f;α,F2. Опр.F1=?
Вывод формулы Эйлера
F1/F2 = e fα .
Итак, чтобы передать окружную силу ремнем, необходимо, чтобы F2> 0.
Обозначим q = e fα .
Найдем силы f1 и f2 в ведущей и ведомой ветвях ремня.
До начала работы ременной передачи в ветвях ремня действуют усилия начального натяжения F0.
В процессе работы передачи происходит перераспределение нагрузок между ветвями, в ведущей ветви ремня действует усилие натяжения F1, в ведомой ветви –F2. Разность этих усилий равна окружной силеFt.
Ft =2000 Т1/ d1
Для определения трех неизвестных сил F0,F1иF2имеем два уравнения:
F1+F2= 2 F0;
F1–F2= Ft.
Отсюда получим F1=F0+ 0,5Ft; (1)
F2=F0– 0,5Ft. (2)
В качестве третьего уравнения используют формулу Эйлера
F1/F2 = e fα . (3)
Обозначим q = e fα .
После преобразований получим
Напряжения в ремне
Для удобства пользования полученными зависимостями силовой расчет ременной передачи удобнее проводить в напряжениях.
Разделим составляющие выражений для F1иF2на площадь поперечного сечения ремняA, в результате получим
σ1= σ0+ 0,5σt,σ2=σ0– 0,5σt,
где σ1=F1/A,σ2=F2/A – соответственно напряжения в ведущей и холостой ветвях ремня,
σ0=F0/A–напряжение предварительного натяжения ремня,
σt =Ft /A– полезное напряжение.
При увеличении σ0нагрузочная способность ременной передачи возрастает, а долговечность снижается. С учетом этого рекомендуют принимать для плоских ремнейσ0≤1,5 МПа,
для клиновых ремней σ0≤ 1,8 МПа.
Напряжения в изогнутых частях ремня
а) от действия центробежных сил
При движении ремня по шкиву со скоростью V на бесконечно малый элемент ремня массойdm в пределах дуги обхватаdφдействует центробежная сила
dF = 2V2 (dm)/D. (4)
dm = ρ 0,5d A dφ,
где ρ – плотность материала ремня.
Для хлопчатобумажных и кожаных ремней ρ ≈ 1000 кг/м3, для прорезиненных и клиновых ремней ρ ≈ 1100…1250 кг/м3.
Сила dF вызывает дополнительные нагрузки в ветвях ремня Fv, величина которых определяется из условия равновесия элемента ремня
dF = 2 Fv sin(0,5 dφ) ≈ Fv dφ.
Подставим сюда dF из (4) и получим после преобразований:
Fv = ρ A V2;
σv = Fv / A = ρ V2.(Па). σv = 10-6 ρ V2(МПа).
Действие силы Fvснижает нагрузочную способность передачи из-за уменьшения сил трения между ремнем и шкивом.
Б) Напряжение изгиба ремня
В части ремня, огибающей шкив, возникают напряжения изгиба σи. Материал ремня подчиняется закону Гука, в соответствии с которым
σи = εE,
Относительное удлинение волокна, наиболее удаленного от нейтральной оси ремня, определим по формуле
ε = ymax /R,
где ymax =0,5δ– расстояние от нейтрального слоя до поверхности ремня;
R – радиус нейтрального слоя ремня,R=0,5(D + δ).
σи=Е∙δ/(D + δ) ≈ Е∙δ/D.
Отсюда следует, что для снижения напряжений изгиба необходимо уменьшать отношение δ/Dили увеличиватьD/δ. В зависимости от типа ремня это отношение выбирают из диапазона
D/ δ = 20…40.
Напряжение предварительного натяжения σ0≤1,5 МПа?