Сталь по текстолиту или фибре без смазки/«0,2...0,3.
Формула (11.4) позволяет отметить, что сила прижатия катков фрикционной передачи велика. Например, принимая/=0,1 и К= 1,5, получаем ^„=15Fh тогда как в зубчатых передачах нагрузка в зацеплении примерно равна Ft.
Для передачи движения между валами с пересекающимися осями используют коническую фрикционную передачу (рис. 11.3). Угол £ между осями валов может быть разным, чаще всего он равен 90°. Без учета проскальзывания передаточное отношение
Учитывая, что D2=2Rsind29 a rf, = 2i? sin<51, для конической передачи получаем
Z'=sin (52/sin и при Z = <51 + <52=90°,
| (11.6) |
Z=Tg<52 = Ctg<5,.
Необходимые величины сил прижатия Ft и F2 определяют из уравнений
KF, =fFn =/F,/sin <5ь KF,=fF2/sm52.
Из формул (11.6) с учетом (11.5) следует, что с увеличением передаточного отношения уменьшается Fi и увеличивается F2. Поэтому в понижающих конических передачах прижимное устройство целесообразно устанавливать на ведущем валу.
| (11.5) |
Лобовой вариатор (см. рис. 11.2). Максимальное и минимальное передаточные отношения
*тах — п1 Mfrmn ^ ^2тах/D J
*'min = Щ/Щтах. ~ тш/d
Диапазон регулирования
| 3 |
| (11.7) (11.8) |
D = /щах/ W = ^2max/^2min = ^2 max/^2min*
Диапазон регулирования является одной из основных характеристик любого варианта.
Теоретически для лобового вариатора можно получить rf2min-*0, а 2)->оо. Практически диапазон регулирования ограничивают 2)^3. Это объясняется тем, что при малых d2 значительно возрастает скольжение и износ, а КПД понижается (см. § 11.3).
|
|
|
В отношении КПД и износостойкости лобовые вариаторы уступают другим конструкциям. Однако простота и возможность реверсирования обеспечивают лобовым вариаторам достаточно широкое применение в маломощных передачах приборов и других подобных устройствах. Для повышения диапазона регулирования применяют двухдисковые лобовые вариаторы с промежуточным роликом (см. рис. 11.7, б). В этих вариаторах получают D = 8...10.
57. Критерии работоспособности и расчета фрикционной передачи;
Для фрикционных передач с металлическими катками основным критерием работоспособности является контактная прочность. Прочность и долговечность фрикционных передач оцениваются по контактным напряжениям — напряжениям смятия поверхности на площадке контакта. Расчет па прочность фрикционной передачи. Контактные напряжения передач с контактом по линии определяют по формуле Герца
(2.2.5),
где Q — сила прижатия катков;
;
К — коэффициент запаса сцепления (коэффициент нагрузки), К= 1,25...2;
l— длина контактной линии;
— приведенный радиус кривизны: 
, 
— приведенный модуль упругости,
- коэффициент Пуассона
58. Расчет фрикционных передач на прочность;
|
|
|
Фрикционными называют передачи, в которых силовое взаимодействие жёсткихзвеньев осуществляется за счёт сил трения. Их применяют для передачи движениямежду валами с параллельными и пересекающимися осями, а также для преобразованиявращательного движения в поступательное или винтовое. Рабочие поверхности металлических катков фрикционных передач, работающих вмасле при жидкостном трении, разрушаются из-за усталостного выкрашивания поддействием переменных контактных напряжений, вызванных силой нажатия. Установлено,что долговечность катков связана с максимальным контактным напряжениям
Н,определяемым по формуле Герца-Беляева, 
где q- погонная нагрузка (нагрузка на единицу длины), Епр= 2 Е1Е2/(Е1+Е2)- приведённый модуль упругости для материалов катков; rпр- приведённый радиускривизны поверхностей катков в точке контакта, rпр= r1r2/(r1+r2). Здесь Еi,ri - модуль упругости и радиус кривизны соответствующего катка в точке контакта. В передачах, работающих без смазывания или при смазывании, но безобеспечения режима жидкостного трения, выход катков из строя происходит из-заих изнашивания, интенсивность которого пропорциональна величинам Н икоэффициента трения f. Поэтому расчёт передач выполняют на основе условияконтактной прочности 
где [ Н] - допускаемое контактное напряжение, принимают равным 800...1200 МПадля металлической пары, а для катков из текстолита при работе без смазыванияоно равно 80... 100 МПа. При проектном расчёте в качестве первого расчётного параметра для передачс гладкими цилиндрическими катками принимают межосевое расстояние, мм 
где К- коэффициент запаса сцепления, принимаемый в пределах 1,25-1,5 в силовыхпередачах и К=3 в приборах; T2 - вращающий момент ведомого катка, Н м,u - передаточное отношение передачи, 
ba-коэффициент ширины b катка, ba= b/a = 0,2...0,4 ; f- коэффициент трения, f=0,5 для пары катков из стали ичугуна при работе в масле, f= 0,15...0,2 для той же пары при работе всухую,f= 0,1...0,35 для пары сталь-текстолит или чугун-текстолит при работе всухую. 59. Основные виды ременных передач. Силы в ременной передаче;
|
|
|
Виды ременных передач: а — открытая передача; б — перекрестная передача; в — полуперекрестная передача (со скрещивающимися валами); г — угловая передача (с направляющим роликом); д — передача с нажимным роликом;
е — передача со ступенчатым шкивом
Силы в ременной передаче.
где индексы «1» указывают на параметры, относящиеся к ведущему шкиву передачи. Если величину предварительного натяжения ремня сделать меньшей по сравнению с представленным в выражении (2.19), то произойдет буксование (проскальзывание) ремня, и переданная на выходной вал мощность уменьшится до величины, соответствующей фактическому значению силы предварительного натяжения. Если же силы предварительного натяжения ветвей будут больше оптимальной величины, необходимой для передачи заданной мощности, то возрастёт относительная доля мощности, затраченная на упругое скольжение ремня по шкивам, что также приведет к снижению мощности на выходном валу передачи, то есть к уменьшению её КПД.
|
|
|
Аналогично, сила натяжения ведущей ветви составит
. (2.20)
Отношение разности сил натяжения в ветвях ремня работающей передачи к сумме этих сил называется коэффициентом тяги (j).
. (2.21)
Коэффициент тяги характеризует качество работы передачи. Его оптимальное значение нетрудно найти, используя выражение (2.18),
. (2.22)
Как видно из последнего выражения оптимальная величина коэффициента тяги не зависит ни от передаваемой мощности, ни от предварительного натяжения ремня, а только лишь от свойств фрикционной пары материалов, из которых изготовлены ремень и шкив, и от конструктивных параметров передачи. Численные значения j0 для ремней из различных материалов и угла охвата ремнем стального ведущего шкива, равного 180°
60. Критерии работоспособности и расчета ременных передач;
Критерии работоспособности и расчета. Основными критериями работоспособности ременных передач являются:тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с рекомендациями, выработанными практикой.
Кинематические параметры. Окружные скорости на шкивах
Vx = 7и/1л1/60; V2=Nd2N2L60. (12.1)
Учитывая упругое скольжение ремня, можно записать V2<Vx или
I*=*I(L - в), (12.2)
Где е — коэффициент скольжения*. При этом передаточное отношение
I=Nxln2=Vxd2L(V2Dx)=D2L[Dx (1-е)]. (12.3)
В дальнейшем показано, что величина е зависит от нагрузки, поэтому в ременной передаче передаточное отношение не является строго постоянным. При нормальных рабочих нагрузках « 0,01...0,02. Небольшая величина е позволяет приближенно принимать
(12.4)
Геометрические параметры передачи. На рис. 12.2, а — межосевое расстояние; /? — угол между ветвями ремня; а — угол обхвата ремнем малого шкива. При геометрическом расчете известными обычно являются Du D2 и а, определяют угол а и длину ремня /. Вследствие вытяжки и провисания ремня а и / определяются приближенно:
А=180°—/?; Sin (Ji/2)=(D2 — Dx)/(2A).
61. КПД и скольжение в ременной передаче;
передаточное отношение – отношение угловой скорости ведущего звена к угловой скорости ведомого звена:
при u > 1, n1 > n2 – передача понижающая, или редуктор,
при u < 1, n1 < n2 – передача повышающая, или мультипликатор;
коэффициент полезного действия(КПД)
, или 
,
где Рr – мощность, потерянная в передаче.
Одноступенчатые передачи имеют следующие КПД: фрикционные – 0,85…0,9; ременные – 0,90…0,95; зубчатые – 0,95…0,99; червячные – 0,7…0,9; цепные – 0,92…0,95;
моменты на валах.
Моменты Т1 (Н·м) на ведущем и Т2 на ведомом валах определяют по мощности (кВт) и частоте вращения (об./мин) или угловой скорости (с-1):
, 
или 
,
где ω1 = .
Связь между вращающими моментами на ведущем Т1 и ведомом Т2 валах выражается через передаточное отношение u и КПД η:
Т2 = Т1 η u.
62. Расчет ременных передач по тяговой способности;
Расчет ременной передачи по тяговой способности, КПД передачи
Тяговая способность повышается с увеличением угла охвата aj, коэффициента трения / ремня на шкиве, силы начального натяжения F0 и уменьшается с ростом скорости ремня ν, из-за действия центробежных сил, отрывающих ремень от шкива. Однако с ростом силы F0 нагрузка на валы возрастает, а долговечность ремня уменьшается. Это ограничивает предельное значение силы F(),
Расчет на тяговую способность основан на использовании кривых скольжения (рис. 14.8), которые строят в координатах коэффициент тяги — относительное скольжение. Коэффициент тяги
Он характеризует уровень нагруженное™ передачи вращающим моментом и не зависит от ее размеров. Отсюда можно определить
напряжения в ремне от окружной силы σ, = 2σ0φ.
ξ
63. Геометрия и кинематика цепной передачи;
Геометрия и кинематика передачи.
U = ω1 / ω2 = z2 / z1
Vr = V0 cos γ
VB = V0 sin γ
γ = 1800 / z
Vr – горизонтально
составляющая
VB – вертикально
Составляющая
С уменьшением числа зубьев звездочки увеличивается скорость и сила ударов, возникают колебания передаточного отношения и увеличиваются динамические нагрузки в передаче.
Поэтому min число зубьев ограничено:
Z1min = 29 – 2 u z2 ≈ uz1 – втулочные и роликовые
Z2max ≤ 120 – для втулочных и роликовых
Z2max ≤ 140 – для зубчатых
Z1min на 20 …30% выше для зубчатых
Ориентировачно межосевое расстояние: а = (30…50) t
аmax ≤ 80 t, где t шаг цепи
Число звеньев цепи предварительно:
Zи= 2 a / t + ( z1 + z 2) / 2 + t ( z2 – z1 )2 /4π2 a
Длина цепи: L = zи t
Окончательное межосевое расстояние:
a = 0.25 t [ zи – (z1 + z2) /2 + √[zи – (z1 + z2) /2 ]2 – 2 [(z2 – z1) /π]2
64. Силы в цепной передаче;
Силы в ветвях цепи
Ведущая ветвь цепи при работе передачи нагружена силой F1:
Окружная сила Ft , передаваемая цепью:
Силу F2 натяжения ведомой ветви цепи:
Натяжение F0 от собственной силы тяжести
при горизонтальном или близком к нему положении линии, соединяющей оси звездочек:
при вертикальном или близком к нему положении линии центров звездочек:
Натяжение цепи Fц от центробежных сил:
где q – масса 1 м цепи, кг/м; g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения; а – межосевое расстояние, м; f – стрела провисания ведомой ветви, м; v – скорость движения цепи, м/с
65. Кинематика и динамика цепной передачи;
Движение ведомой звездочки определяется скоростью V2, периодические изменения которой сопровождаются непостоянством передаточного отношения и дополнительными динамическими нагрузками. Со скоростью V1 связаны поперечные колебания ветвей цепи и удары шарниров цепи о зубья звездочки, вызывающие дополнительные динамические нагрузки.
С уменьшением числа зубьев z1 ухудшаются динамические свойства передачи.
Удары вызывают шум при работе передачи и являются одной из причин выхода из строя цепи. Для ограничения вредного влияния ударов разработаны рекомендации по выбору шага цепи в зависимости от быстроходности передачи. При некоторой частоте вращения может возникнуть явление резонанса колебаний цепи.
В ходе работы возникает износ шарниров цепи за счет увеличения зазоров между валиком и втулкой, в результате цепь вытягивается.
Срок службы цепи по износу зависит от межосевого расстояния, числа зубьев малой звездочки, давления в шарнире, условий смазки, износоустойчивости материала цепи, допустимого относительного износа
С увеличением длины цепи увеличивается срок службы. При меньшем числе зубьев звездочки динамика ухудшается. Увеличение числа зубьев ведет к увеличению габаритов, уменьшается допустимый относительный зазор, который ограничивается возможностью потери зацепления цепи со звездочкой, а также уменьшением прочности цепи.
Таким образом, с увеличением числа зубьев звездочки z уменьшается допустимый относительный износ шарниров, и как следствие, уменьшается срок работы цепи до потери зацепления со звездочкой.
Максимальный срок службы с учетом прочности и способности к зацеплению обеспечивается выбором оптимального числа зубьев звездочки.
66. Критерии работоспособности и расчета цепной передачи;
Основным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая износом шарниров.
При расчете передачи определяют нагрузочную способность цепи из условия:
Ft – окружная сила, Н; А - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2 : для роликовых (втулочных) цепей А = d0В, где d0 – диаметр оси, мм; В – длина втулки, мм; [р] – допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа; Kэ – коэффициент эксплуатации:
где Kд – коэффициент динамичности нагрузки; Kа – коэффициент межосевого расстояния; Kсм – коэффициент способа смазывания; Kн – коэффициент наклона передачи к горизонту: чем больше наклон передачи к горизонту, тем меньше допустимый суммарный износ цепи;получают из компоновки привода; Kрег – коэффициент способа регулирования натяжения цепи; Kр – коэффициент режима работы.
67. Геометрические и кинематические соотношения в винтовых механизмах;?
При вращении винта в случае неподвижной гайки любая его точка кроме вращ. движ-я вокруг оси винта совершает также и поступательное движ. по ней.
l = p/2
Это соотношение явл статистической хар-ой винтового передаточного мех-ма. В ВМ с 2-мя винтовыми парами вместе с винтом 1 в том же направлении движется и гайка, но при вращ-и винта гайка 2 также перемещается относительно него с шагом р1. След-но, гайка(Г) Г2 в абсолютном движ-и по отношению к стойке 3 смещается на величину l = (1p1+ 2p2)/2, где 2 – угол поворота винта (В)1 вместе с гайкой (Г) 2 относительно стойки 3 1– угол поворота Г2 относительно В1
Т.к. угол поворота Г2 в абсолютном движении равен 0 , то = 0, 1 = ‑2 = =>l = (р1 р2)/2
Полученное выражение явл. статической хар-ой винтового передаточного мех-ма с 2-мя винтовыми парами. «-» соответствует одинаковым направлениям винтовых линий на обоих участках (диф. мех-м). «+» - разным направлениям винтовых линий (интеграл.).
Передаточное отношение ВМ определяют путем дифференцирования по времени его статич. хар-ки. dl/dt = 2; d/dt = 1 = 1/r2; 2 = p/2; 1 = p/(2)(1/r2) = 1tg ; i = 1/2 = 1/tg , где 1- окружная скорость точек винта, располож. на образующей цилиндра диаметром d2, 2 – линейная скорость тех же точек. Практически = 20…25.
Т.к. векторы 1 и 2 взаимно, то во время работы винтовой пары происходит относит. скольжение рабочих боковых пов-тей винта и гайки. Скорость относит. скольжения S (рис. 8) направлена по касательной к винтовой линии и равна: S = (12 + 22)1/2 = 1/cos
68. Критерии работоспособности и расчета винтовых механизмов;?
К критериям работоспособности винтовых механизмов относятся прочность гаек, рукояток, штурвалов, винтов для стопорения гаек и других, дополнительных элементов.
3. Определение размеров винта и гайки
Расчет передачи винт гайка начинают с определения среднего диаметра резьбы (d2) по критерию износоустойчивости.
(1)
где
F - расчетное усилие, Н;
YH = Hг / d - коэффициент высоты гайки, Нг - высота гайки, мм;
Рекомендуемое значение коэффициента высоты гайки 1,2...2,5.
Yh = h / P - коэффициент высоты резьбы, Yh = 0,5;
h - рабочая высота профиля резьбы, мм.;
Р - шаг резьбы, мм;
[р] - допускаемое давление в резьбе, МПа. [р] = 12 МПа.
мм. (2)
Полученное значение среднего диаметра резьбы d2 корректируется.
Параметры нестандартной прямоугольной (квадратной) резьбы согласовываются с возможностью ее изготовления на токарно-винторезных станках, поэтому шаг нарезки полученный по рекомендации: P = 0.22d2, следует скорректировать со значением шага любой стандартной резьбы (Приложение).
Принимаем: Р = 3, тогда
P = 3; d2 = D2 = 28,5;
Высоту гайки Н определяют по формуле (2), в зависимости от принятого значения коэффициента высоты гайки - YH.
Нг = YH × d2; Нг = 0,5 × 28,5 = 57 мм.
Число витков резьбы в гайке вычисляется по выражению:
Z = Hг / P; Z = 57/3 = 19.
Z < 10, следовательно выбранная резьба удовлетворяет нас.
69. Виды валов и осей. Особенности конструкции;
Валы бывают прямые (гладкие или
ступенчатые), коленчатые, гибкие, полые
или сплошные. Полый вал при
/ 0,75 α = d0 d = (рис. 1) получается легче
сплошного на 50% при равной прочности
и жесткости. Оси разделяют на вращаю-
щиеся и неподвижные.
Характерной особенностью валов является то, что они работают при циклическом изгибе наиболее опасного симметричного цикла, который возникает вследствие того, что вал, вращаясь, поворачивается к действующим изгибающим нагрузкам то одной, то другой стороной. При разработке конструкции вала должно быть обращено самое пристальное внимание на вы бор правильной его формы, чтобы избежать концентрации на пряжений в местах переходов, причиной которых могут быть усталостные разрушения. С этой целью следует избегать:
а) резких переходов сечений;
б) канавок и малых радиусов скруглений;
в) некруглых отверстий;
г) грубой обработки поверхности.
70. Проектный расчет валов;
В различных узлах машин (в том числе в механических передачах) содержится ряд деталей, предназначенных для поддерживания вращающихся элементов зубчатых и червячных колёс, шкивов, звёздочек и т.д. Такие детали называются валами и осями. По конструкции оси и прямые валы мало отличаются друг от друга, но характер их работы существенно различен: оси являются поддерживающими деталями и воспринимают только изгибающие нагрузки; валы представляют собой звенья механизмов, передающие крутящие моменты и, помимо изгиба, испытывают кручение.
Нагрузки, воспринимаемые валами и осями, передаются на корпуса, рамы и станины через опорные устройства подшипники.
Части валов и осей, непосредственно соприкасающиеся с подшипниками, носят общее наименование «цапфы». Цапфу, расположенную на конце вала, называют шипом, а цапфу на средней части валашейкой. Цапфы, передающие на опоры осевые нагрузки, называют пятами.
Оси могут быть неподвижными или вращаться вместе с насаженными на них деталями. Валы при работе механизма всегда вращаются.
Признаками для классификации валов служат их назначение, форма геометрической оси, конструктивные особенности.
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие, то их обычно не учитывают.
Расчёт редукторных валов производится в два этапа:
1-й проектный (приближённый) расчёт валов на чистое кручение;
2-й проверочный (уточнённый) расчёт валов на выносливость по напряжениям изгиба и кручения.
Все валы выполнены из материала: Сталь 45;
?b = 750 мПа; ?T = 450 мПа;
На выходном конце вала установлена зубчатая муфта, а на входном конце установлена упругая втулочно - кольцевая муфта.
Допускается 2-ух кратная ᴨȇрегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:
T2 = T1*U*?з.п.*?п.к. = 699*3,4*0,97*0,99 = 2282 Н*м;
Fr = 2*Ft*tg ?/cos ? = 4500*tg 200/cos 00 = 1620 Н;
Радиальная нагрузка от муфты на выходном конце вала, с.263 [1]; FH = 5975 H;
Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 91 мм;
Устанавливаю размеры вала.
Диаметр в месте посадки колеса dk = 95 мм;
Диаметр в месте посадки втулки db = 90 мм;
Диаметр в месте посадки подшипников dп = 90-5 = 85 мм;
Диаметр в месте посадки муфты dм = 85 - 5 = 80 мм;
Расчет был произведен для вала тихоходной ᴨȇредачи.
Расчитываем промежуточный вал.
Допускается 2-ух кратная ᴨȇрегрузка: крутящий момент и радиальная сила, действующая на вал.
T2 = T1*U*?з.п.*?п.к. = 191*3,8*0,97*0,99 = 700 Н*м;
Fr = 2*Ft*tg ?/cos ? = 4500*tg 200/cos 00 = 1620 Н;
Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 70 мм;
Устанавливаю размеры вала.
Диаметр в месте посадки колеса dk = 80 мм;
Диаметр в месте посадки подшипников dп = 80-5 = 75 мм;
Расчитаем вал быстроходной ᴨȇредачи.
Допускается 2-ух кратная ᴨȇрегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:
T2 = T1*U*?з.п.*?п.к. = 48*4,1*0,97*0,99 = 189 Н*м;
Fr = 2*Ft*tg ?/cos ? = 4500*tg 200/cos 00 = 1620 Н;
Определяю средний диаметр вала; d = 43 мм;
Устанавливаю размеры вала.
Диаметр в месте посадки колеса dk = 50 мм;
Диаметр в месте посадки подшипников dп = 50-5 = 45 мм;
Входной вал не расчитывается. Диаметр вала принимаем равным 40мм.
Диаметр посадки подшибников dп = 40 - 5 = 35 мм.
Диаметр в месте посадки муфты равен диаметру вала электродвигателя 4А112МВ8УЗ, тоесть равен 32мм.
71. Проверочный расчет валов;
Расчёт вала на усталостную прочность.
Исходные данные: Крутящий момент: Т=780 Н*м;
Количество оборотов: n=2600 об/мин;
Окружная сила: Ft=6084 H;
Радиальная сила: Fr=1095 H;
Осевая сила: Fa=1883 Н.
Циклограмма нагружений такая же, как при расчётеконической зубчатой передачи.
Принимаем материал вала:
сталь 40Х ГОСТ 4543-71 НВ>270, 
Определение реакций опор:
72. Подшипники скольжения. Общие сведения и классификация;
Дата добавления: 2018-05-02; просмотров: 422; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!