![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Задачи современного проектирования.
- •Традиционные методы проектирования.
- •Предпосылки появления прогрессивных методов проектирования.
- •Основные понятия о прогрессивных методах проектирования.
- •Методология проектирования.
- •6. Стадии проектно-конструкторского процесса.
- •7.Экономические основы конструирования.
- •8. Центральное растяжение (сжатие) прямого бруса. Закон Гука.
- •9.Механические характеристики и испытания материалов.
- •10.Выбор допускаемого напряжения.
- •11. Сдвиг, кручение, изгиб – основные понятия.
- •12. Построение эпюр поперечных сил и изгибающих моментов.
- •13. Основные понятия теории напряженных состояний.
- •14. Геометрические характеристики сечений.
- •15. Определение напряжений при изгибе.
- •16. Теории прочности
- •17. Машины, механизмы и приборы- основные определения
- •18. Основные характеристики и параметры машин и приборов.
- •19. Основные понятия о расчетных моделях
- •20. Звенья механизмов, кинематические пары и их классификация
- •21. Кинематические цепи
- •22. Определение подвижности механизмов с учетом действующих сил.
- •23.Построение и классификация механизмов.
- •24. Цели задачи и методы кинематического анализа механизмов.
- •25. Планы положений, скоростей и ускорений звеньев механизма
- •26. Задачи и методы синтеза стержневых механизмов
- •27. Входные и выходные параметры синтеза механизмов. Основные и дополнительные условия. Целевые функции и ограничения
- •28. Силы, действующие в машинах. Определение сил и их моментов
- •29. Условия статической определенности сил, действующих в машинах
- •36 Вопрос: Предельные размеры, предельные отклонения, допуски и посадки.
- •37 . Назначение и состав механического привода.
- •38 . Краткая характеристика основных этапов кинематического расчета механического привода.
- •39 . Определение необходимой мощности электродвигателя привода.
- •1 Этап:
- •2 Этап:
- •3 Этап:
- •Вопрос 44. Основные элементы и характеристики зацепления при проектировании зубчатых передач.
- •Вопрос 45. Последовательность расчета цилиндрических передач.
- •Вопрос 46. Общие сведения о валах и осях.
- •Вопрос 47. Расчетные схемы валов и осей.
- •48. Расчеты валов на прочность и на жесткость.
- •49. Классификация подшипников качения(пк).
- •51. Классификация подшипников скольжения (пс) и основные критерии работоспособности.
1 Этап:
выполняется собственно кинематический расчет в нескольких вариантах на ЭВМ. С помощью специальных программ, определяющих расчетную мощность электродвигателя, с подбором нескольких электродвигателей необходимой мощности. Но с разными действительными частотами вращения, габаритами и массой.
Затем для одного из данных типов редукторов и передачи с гибкой связью (ц.п.,р.п.) программа определяет потери в приводе и выполняет сразу 4 варианта кинетического расчета, в соответствии с действительной скоростью двигателя.
2 Этап:
Выполняется проектный расчет на прочность зубчатых передач редуктора, при одинаковых условиях (материал, термообработка, режим нагружения, степень точности, угол наклона зуба и т.д.) для всех 4х стандартных частот вращения электродвигателя.
3 Этап:
Заключительный этап вариантного кинетического расчета.
Анализ укрупненных параметров редукторов:
-
Масса редуктора и суммарная масса привода
-
Цена редуктора
-
Стоимость электродвигателя, электроэнергии и всего привода
-
Технический уровень редуктора
43 Выбор рационального варианта кинематического расчета привода по заданному критерию
Ориентироваться на следующие критерии при анализе вариантов кинетического расчета:
-
Привод минимальной массы
-
Редуктор минимальной массы
-
Минимальная стоимость приводов
-
Наиболее высокий технический уровень редуктора
-
Малая масса привода, высокий технический уровень редуктора
Вопрос 44. Основные элементы и характеристики зацепления при проектировании зубчатых передач.
Зубчатое колесо (шестерня) - основная деталь зубчатой передачи в виде диска с зубьями на цилиндрической или конической поверхности, входящими в зацепление с зубьями другого зубчатого колеса. В машиностроении принято малое ведущее зубчатое колесо независимо от числа зубьев называть шестернёй, а большое ведомое — колесом.
Зубчатые колёса обычно используются парами с разным числом зубьев с целью преобразования вращающего момента и числа оборотов вала на выходе. Колесо, к которому вращающий момент подводится извне, называется ведущим, а колесо, с которого момент снимается — ведомым.
Проектирование цилиндрических и конических зубчатых передач ведется из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
После определения рационального варианта кинематического расчета привода по заданному критерию переходят к проектированию и силовому расчету зубчатых передач редуктора.
Элементы диаметрии передачи:
-
Линия зацепления
-
Окружность впадин
-
Окружность вершин
-
Основная окружность
-
Начальная и делительная окружности
-
Полюс зацепления
Делительная окружность – это окр., на кот. шаг зубчатого колеса и угол зацепления = соответственно шагу и углу профиля инструментальной рейки.
Расстояние м/у одноименными сторонами двух соседних зубьев по дуге делительной окружности наз. шагом Рt.
Окружной модуль зубьев m=Pt/pi=d/z, где d-начальный диаметр, z-число зубьев.
Высота головки зуба ha, высота ножки зуба hf=m+c, где с=(0,25…0,4)*m, h=ha+hf.
Минимальное число зубьев, при котором не происходит подрезания – zmin.
Допускаемые контакты напряжения при проектном расчете на контактную выносливость определяются по зависимости:
[сигман]=(сигман*limb*Kнальфа*Zr*Zv)/Sн, где
сигман*limb – предел контактн. выносливости при базовом числе циклов нагружения, Kнальфа – коэф. долговечности, Zr - коэф., учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, Zv – коэф., учитывающий окружную скорость, Sн – коэф. безопасности.
Допускаемое напряжение при изгибе:
[сигмаf] = (сигмаf*limb*Kfальфа*Kfg*Kfd*Kfc)/Sf, где
сигмаf*limb – предел выносливости зубьев при базовом числе циклов перемены напряжений, Kfальфа – коэф. долговечности при изгибе, Kfg – коэф., учитывающий влияние шлифования зубьев, Kfd – коэф., учитывающий влияние упрочнения электрохим. элементов, Kfc – коэф., учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, Sf – коэф. безопасности под напряжением изгиба.
Основные параметры:
Передаточные отношения цилиндрической передачи: U=n1/n2=w1/w2=z2/z1=d2/d1, где n – частота вращения, w – угловая скорость, z – число зубьев, d1 – действительный диаметр шестерни, d2 – действительный диаметр колеса.
Диаметральные размеры: dw=mz,
Диаметр. окружность вершин: da=d+2ha=d+2m,
Диам. окр. впадин: df=d-2hf=d-2,5m,
Межосевое расстояние передач: aw=(d1-d2)/2=(mz1+mz2)/2, где d – модуль, z=z1+z2,
Ширина венца колеса: b=Ψbd*d, где Ψbd – коэф. ширины венца колеса.
Силы взаимодействия м/у зубьями определяют в полюсе зацепления. Ft = Fn*cosdw = (T1*(u+1))/aw = 2*T1/d1; F2 = Ft*tg*aw.
Расчет на контактную выносливость основывается на зависимости расчета межосевого расстояния: aw = Ka(u+1)3*sqrt((T1*Khβ)/( Ψbd*u*[Qh]2)), где m=(0,01…0,02)aw, m=Pt/pi.
Для косозубых передач различают торцевой шаг, нормальный шаг и модули: Pt, Pn, mt, mn.
При расчете парам. косозубой передачи в расчеты входит значение угла наклона зубьев cosβ.
При проверочном расчете исп-ют зависимость по контактным напряжениям: сигман≤[сигман].
Чем больше допускаемые контактные напряжения, тем компактнее получается передача при прочих равных условиях. Но такие материалы являются более дорогими.
Направления вращающего момента совпадает с направлением вращения, если к звену приложены движущие силы, т.е. оно является ведущим. Для ведомых звеньев, к которым приложены силы сопротивления, направление вращающего момента противоположно направлению движения.
При определении направлений сил в зацеплении для наглядности изображается эскиз ступени в изометрии так, чтобы между колесом и шестерней был условно показан зазор и две точки приложения сил отдельно для каждого колеса. Выбирается удобная система координат, кот. для тел вращения, обычно, состоит из окружного (индекс t), радиального (индекс r) и осевого (индекс а) направлений. Напр-ие действия общей силы в зацеплении опр-ся с учетом следующих двух правил:
– сила действует по нормали к поверхности соприкосновения зубьев;
– сила направлена против внешн. момента, т.к. должно вып-ся усл. равнов. кинемат. звена.
Вектор общей силы раскладывается на составляющие: Ft - окружную, Fr - радиальную, Fа - осевую силы, направл. кот. опред-ся с учетом указанных правил отдельно для шестерни и колеса.