Главная страница Случайная страница
Разделы сайта
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника
Классификация
|
|
По способу передачи механической энергии:
· трением;
· зацеплением.
· По виду ремней:
· плоские ремни;
· клиновые ремни;
· вентиляторные ремни;
· поликлиновые ремни;
· зубчатые ремни;
· вариаторные;
· тяговые;
· многоручьевые;
· транспортировочные (конвейерная лента);
· протяжные;
· ремни круглого сечения (Пассик).
, 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 Т 1 (Н·м) на ведущем и Т 2 на ведомом валах определяют по мощности (кВт) и частоте вращения (об./мин) или угловой скорости (с-1):
, 
или 
,
где ω 1 = 
.
Связь между вращающими моментами на ведущем Т 1 и ведомом Т 2 валах выражается через передаточное отношение u и КПД η:
Т 2 = Т 1 η u.
34. КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Механические передачи вращательного движения делятся:
- по способу передачи движения от ведущего звена к ведомому на передачи трением (фрикционные, ременные) и зацеплением (цепные, зубчатые, червячные);
- по соотношению скоростей ведущего и ведомого звеньев на замедляющие (редукторы) и ускоряющие (мультипликаторы);
- по взаимному расположению осей ведущего и ведомого валов на передачи с параллельными, пресекающимися и перекрещивающимися осями валов.
Замедляющие передачи получили большее распространение по сравнению с ускоряющими. Это объясняется тем, что скорости вращения валов двигателей различного вида, как правило, значительно выше скоростей валов рабочих машин. Более быстроходные двигатели имеют меньшие размеры по сравнению с тихоходными двигателями той же мощности, так как с увеличением частоты вращения уменьшаются силы и моменты, действующие на детали двигателя. Например, передавать вращение от быстроходной газовой турбины на вал несущего винта вертолета через специальную замедляющую зубчатую передачу (редуктор) значительно выгоднее, чем применять имеющий большие габаритные размеры и массу тихоходный двигатель, вал которого соединялся бы непосредственно с винтом. Из всех типов передач наиболее распространенными являются зубчатые.
В каждой передаче различают два основных вала: входной и выходной, или ведущий и ведомый. Между этими валами в многоступенчатых передачах располагаются промежуточные валы.
40. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Расчёт на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев является основным критерием работоспособности зубчатых передач. Расчёт производят при контакте зубьев в полюсе зацепления П. Контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусом р1 и р2. При этом наибольшие контактные напряжения определяют по формуле Герца:
(2.3.16)
Расчет по контактной прочности сводится к проверке условия 
. После преобразования формулы Герца для контакта цилиндрических поверхностей получают формулу для определения межосевого расстояния
(2.3.17)
где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу, Н м; u - передаточное число; Ка = 49, 5 МПа – для прямозубых колес; 
- коэффициент ширины колеса по межцентровому расстоянию, его можно определить по формуле 
где 
- выбирается из справочных таблиц, 
- допускаемое контактное напряжение, где 
- коэффициент долговечности, 
-предел контактной выносливости, определяется для заданного материала из таблиц, 
= 1, 1- 1, 3 - допускаемый коэффициент запаса прочности, 
- базовое число циклов нагружения, 
- расчетное число циклов нагружения, Lh – полный ресурс в час. Определив геометрические размеры передачи, ее проверяют на контактную прочность по формуле:
(2.3.18)
где 
- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям, 
- коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых передач =1), 
- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (по длине контактных линий), =1, 25 - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.
Полученное значение диаметра округляется до ближайшего стандартного размера, согласно ГОСТ «Нормальные линейные размеры», устанавливающего четыре ряда основных и ряд дополнительных размеров; последние допускается применять лишь в обоснованных случаях. Так, из ряда Rа 40 указанного стандарта в диапазоне от 16 до 100мм предусмотрены следующие основные нормальные линейные размеры. 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100.
Так как промышленность изготовляет подшипники качения с диаметром отверстия 35, 55, 65, 70мм в указанном диапазоне, то разрешается использовать для цапф валов и осей эти дополнительные размеры.
При проектировании редукторов диаметр выходного конца ведущего вала можно принять равным диаметру вала электродвигателя, с которым вал редуктора будет соединен муфтой.
После установления диаметра выходного конца вала назначается диаметр цапф вала (несколько больше диаметра выходного конца) и производится подбор подшипников. Диаметр посадочных поверхностей валов под ступицы насаживаемых деталей для удобства сборки принимают больше диаметров соседних участков. В результате этого ступенчатый вал по форме оказывается близок к брусу равного сопротивления.
50. В ЧЕМ СУЩНОСТЬ РАСЧЕТА ВАЛОВ НА УСТАЛОСТЬ
Упрощенный проверочный расчет валов на усталость исходит из предположения, что не только нормальные, но и касательные напряжения изменяются по симметричному (наиболее неблагоприятном) циклу. Этот вид расчета дает неточность на несколько процентов в сторону увеличения запаса прочности вала. Условие сопротивления усталости имеет вид
σ экв = М экв/(0, 1 d 3) < [σ –1и],
где σ экв – эквивалентное напряжение в проверяемом сечении; М экв– эквивалентный момент; d– диаметр вала в этом сечении; [σ –1и] – допускаемое напряжение на изгиб при симметричном цикле изменения напряжений
51. КАК МОЖНО ПОВЫСИТЬ СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ
Сопротивление усталости можно значительно (до50% и более) повысить, применив тот или иной метод поверхностного упрочнения: азотирование, поверхностнуюзакалку ТВЧ, дробеструйный наклеп, и т.д.
53. В ЧЕМ СОСТОИТ ЗАДАЧА РАСЧЕТА НА ПРОЧНОСТЬ? НА ЖЕСТКОСТЬ? НА УСТОЙЧИВОСТЬ?
58. КАК ФОРМУЛИРУЕТСЯ ЗАКОН ГУКА ПРИ РАСТЯЖЕНИИ? НАПИШИТЕ ФОРМУЛЫ АБСОЛЮТНОЙ И ОТНОСИТЕЛЬНОЙ ПРОДОЛЬНЫХ ДЕФОРМАЦИЙ БРУСА?
Для многих конструкционных материалов при нагружении до определенных пределов опыты показывают линейную зависимость линейных деформаций от нормальных напряжений.
(3)- закон Гука.
Е- модуль продольной упругости или упругости первого рода.
Относительную продольную деформацию можно определить по формуле: 
Закон Гука: Относительная продольная деформация прямо пропорциональна нормальному напряжению.
где Е - модуль продольной упругости (справочная величина). Абсолютные продольные деформации определяем, используя закон Гука.
59. КАКОЙ СЛУЧАЙ ПЛОСКОГО НАПРЯЖЕННОГО СОСТЯНИЯ НАЗЫВАЕТСЯ ЧИСТЫМ СДВИГОМ? ЗАКОН ГУКА ПРИ СДВИГЕ?
Чистый сдвиг – частный случай плоского напряженного состояния, при котором по граням прямоугольного элемента действуют только касательные напряжения.
В начальной части диаграмма сдвига линейная, т.е. касательное напряжение t пропорционально углу сдвига g. Закон пропорциональности, называемый законом Гука при сдвиге, может быть записан:
,
где коэффициент пропорциональности G называется модулем сдвига или модулем упругости 2-го рода. Он характеризует сопротивление материала упругим деформациям и является его упругой постоянной.
60. ЧТО ТАКОЕ ПОЛЯРНЫЙ МОМЕНТ ИНЕРЦИИ И ПОЛЯРНЫЙ МОМЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ? СВЯЗЬ МЕЖДУ НИМИ
Поля́ рный моме́ нт ине́ рции — интегральная сумма произведений площадей элементарных площадок dA на квадрат расстояния их от полюса — ρ 2 (вполярной системе координат), взятая по всей площади сечения. То есть:
Эта величина используется для прогнозирования способности объекта оказывать сопротивление кручению. Она имеет размерность единиц длины в четвёртой степени (м4, см4) и может быть лишь положительной.
Полярный момент сопротивления сечения – это отношение полярного момента инерции к расстоянию от полюса до наиболее удаленной точки сечения.
Для круга полярный момент сопротивления:
Wp = Jp/ ρ max
65. КАК ПРОИЗВОДИТСЯ РАСЧЕТ СКРУЧИВАЕМОГО БРУСА НА ПРОЧНОСТЬ И ЖЕСТКОСТЬ?
Расчет вала при кручении сводится к одновременному удовлетворению двух условий:
- условия прочности:
- условия жесткости:
66. КАКИЕ ТИПЫ ОПОР ПРИМЕНЯЮТСЯ ДЛЯ ЗАКРЕПЛЕНИЯ БАЛОК И КАК НАПРАВЛЕНЫ ИХ РЕАКЦИИ?
Опоры балок, рассматриваемых как плоские системы, бывают трех основных типов.
1. Подвижная шарнирная опора (рис. 3.2, а). Такая опора не препятствует вращению конца балки и его перемещению вдоль плоскости качения. В ней может возникать только одна реакция, которая перпендикулярна плоскости качения и проходит через центр катка.
Схематичное изображение подвижной шарнирной опоры дано на рис. 3.2, б.
Подвижные опоры дают возможность балке беспрепятственно изменять свою длину при изменении температуры и тем самым устраняют возможность появления температурных напряжений.
2. Неподвижная шарнирная опора (рис. 3.2, в). Такая опора допускает вращение конца балки, но устраняет поступательное перемещение ее в любом направлении. Возникающую в ней реакцию можно разложить на две составляющие - горизонтальную и вертикальную.
3. Жесткая заделка, или защемление (рис. 3.2, г). Такое закрепление не допускает ни линейных, ни угловых перемещений опорного сечения. В этой опоре может в общем случае возникать реакция, которую обычно раскладывают на две составляющие (вертикальную и горизонтальную) и момент защемления (реактивный момент).
67. КАК ПРОИЗВОДИТСЯ РАСЧЕТ НА ПОЧНОСТЬ ПРИ ПРЯМОМ ИЗГИБЕ
Условие прочности по нормальным напряжениям 
, где 
– наибольшее по модулю напряжение в поперечном сечении; 
– изгибающий момент; 
– осевой момент сопротивления; 
– допускаемые нормальные напряжения.
Условие прочности по касательным напряжениям
,
где 
– наибольшее по модулю напряжение в поперечном сечении; 
– допускаемые касательные напряжения.
Если для материала балки заданы различные допускаемые нормальные напряжения при растяжении и сжатии, то условия прочности применяют отдельно к наиболее растянутым и к наиболее сжатым волокнам балки.
71. ЧТО ТАКОЕ СИСТЕМА ВАЛА И СИСТЕМА ОТВЕРСТИЯ
Стандартами допусков и посадок в нашей промышленности установлены две возможные к применению совокупности посадок — система отверстия и система вала.
Системой отверстия называется совокупность посадок, в которых предельные отклонения отверстий одинаковы (при одном и том же классе точности и одном и том же номинальном размере), а различные посадки достигаются путем изменения предельных отклонений валов (рис. 73, а). Во всех посадках системы отверстия нижнее предельное отклонение отверстия всегда равно нулю.
Такое отверстие называется основным отверстием. Из рисунка видно, что при одном и том же номинальном размере (диаметре) и постоянном допуске основного отверстия могут быть получены разные посадки за счет изменения предельных размеров вала. В самом деле, вал 1 даже наибольшего предельного диаметра свободно войдет в наименьшее отверстие. Соединив вал 2 при наибольшем предельном его размере с наименьшим отверстием, мы получим зазор, равный нулю, но при других соотношениях диаметров отверстия и вала в этом сопряжении получается подвижная посадка. Посадки Балов 3 и 4 относятся к группе переходных, так как при одних значениях действительных размеров отверстий и валов 3 и 4 будет иметь место зазор, а при других натяг. Вал 5 при всех условиях войдет в отверстие с натягом, что всегда обеспечит неподвижную посадку.
Основное отверстие в системе отверстия обозначается сокращенно буквой А в отличие от обозначения второй (не основной) детали, входящей в сопряжение, которая обозначается буквами соответствующей посадки.
Системой вала называется совокупность посадок, в которых преельные отклонения валов одинаковы (при одном и том же классе очности и одном и том же номинальном размере), аразличные посадки достигаются путем изменения предельных отклонений отверстий. Во всех посадках системы вала верхнее предельное отклонение вала всегда равно нулю. Такой вал называется основным валом.
Схематическое изображение системы вала дано на рис. 73, б, из которого видно, что при одном и том же номинальном размере (диаметре) и постоянном допуске основного вала могут быть получены различные посадки за счет изменения предельных размеров отверстия. Действительно, соединяя с данным валом отверстие 1, мы при всех условиях будем получать подвижную посадку. Подобную же посадку, но с возможным получением зазора, равного нулю, мы получим при сопряжении с данным валом отверстия 2. Соединения вала с отверстиями 3 и 4 относятся к группе переходных посадок, а с отверстием 5 — к неподвижной посадке.
Основной вал в системе вала обозначается сокращенно буквой В.
(1)
где Fr и Fa - соответственно постоянные по величине и направлению радиальная и осевая нагрузки, Н; X, У -коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; V — коэффи-циент вращения (V = 1 при внутреннем кольце, вращающемся по отношению к нагруз-ке; V = = 1, 2 при внутреннем кольце, неподвижном по отношению к нагрузке); Кб — коэффициент безопасности; Кт — температурный коэффициент (приводятся в ГОСТ 18855—73). Формула (1) применяется в тех случаях, когда Fа/VFг > е (е— вспомогательный коэффициент; при Fa /(VFr) < е для однорядных подшипников принимается X=1 и У = 0. 54. ПО КАКИМ ПРИЗНАКАМ И КАК КЛАССИФИЦИРУЮТСЯ НАГРУЗКИ?
Из теоретической механики известно, что равновесная система внешних сил состоит из активных сил и реакций связей. Такую систему сил принято называть нагрузкой. В общем случае под нагрузкой понимают не только механическое усилие, но и любое другое действие (тепловое или физико-механическое), приводящее к появлению деформаций. Нагрузки классифицируют по двум признакам - способу их приложения к элементу конструкции и характеру действия на него.
По способу их приложения к телу нагрузки делятся на поверхностные и объемные. Поверхностные силы приложены к участкам поверхности и характеризуют непосредственное контактное взаимодействие рассматриваемого элемента конструкции с окружающими телами. В свою очередь, поверхностные силы делятся на распределенные и сосредоточенные. В буквальном смысле сосредоточенных сил нет, это схематизация. Считая силу сосредоточенной, условно пренебрегают размерами площади взаимодействия соприкасающихся тел. Силы, распределенные по объему тела, такие, как силы тяжести, магнитные силы и силы инерции, относятся к объемным силам.
По характеру действия на тело нагрузки делятся на статические, повторно-переменные и динамические (ударные).
К статическим нагрузкам относятся такие, которые медленно возрастают от нуля и, достигнув некоторого конечного значения, далее остаются неизменными. Примером статической объемной нагрузки может служить система центробежных сил инерции, действующая на ротор электродвигателя в период его разгона и при дальнейшем равномерном вращении.
К повторно-переменным (циклическим) относятся нагрузки, многократно изменяющиеся во времени по какому-либо периодическому закону. К таким нагрузкам, в частности, относятся силы, действующие на зубья зубчатого колеса.
К динамическим (ударным) относятся нагрузки, прикладываемые внезапно или даже с некоторой скоростью в момент контакта. Примером такой нагрузки может служить сила, приложенная к телу в момент падения на него другого тела (забивание свай с помощью копра и т. д.).
54. КАКИЕ ВНУТРЕННИЕ УСИЛИЯ МОГУТ ВОЗНИКНУТЬ В ПОПЕРЕЧНЫХ СЕЧЕНИЯХ БРУСЬЕВ И КАКИЕ ВИДЫ ДЕФОРМАЦИЙ С НИМИ СВЯЗАНЫ?
55. В ЧЕМ СУЩНОСТЬ МЕТОДА СЕЧЕНИЙ
Для расчетов элементов конструкции на прочность необходимо знать внутренние силы упругости, возникающие в результате приложения внешних сил в разных точках и частях конструкции. Способы определения этих внутренних сил с помощью науки сопротивление материалов включают такой прием, как метод сечений.
Метод сечений заключается в том, что тело мысленно рассекается плоскостью на две части, любая из которых отбрасывается и взамен ее к сечению оставшейся части прикладываются внутренние силы, действовавшие на нее до разреза со стороны отброшенной части. Оставленная часть рассматривается как самостоятельное тело, находящееся в равновесии под действием приложенных к сечению внешних и внутренних сил (третий закон Ньютона – действие равно противодействию). 
При применении этого метода выгоднее отбрасывать ту часть элемента конструкции (тела), для которой проще составить уравнение равновесия. Таким образом, появляется возможность определить внутренние силовые факторы в сечении, благодаря которым оставшаяся часть тела находится в равновесии (прием, часто применяемый в Статике).
61. ЧТО ТАКОЕ ОСЕВОЙ МОМЕНТ ИНЕРЦИИ И ОСЕВОЙ МОМЕНТ СОПРОТИВЛЕНИЯ. СВЯЗЬ МЕЖДУ НИМИ
Моментом инерции механической системы относительно неподвижной оси («осевой момент инерции») называется величина Ja, равная сумме произведений масс всех n материальных точек системы на квадраты их расстояний до оси:
,
где:
· mi — масса i -й точки,
· ri — расстояние от i -й точки до оси.
Осевой момент инерции тела Ja является мерой инертности тела вовращательном движении вокруг оси подобно тому, как масса тела является мерой его инертности в поступательном движении.
,
где:
· 
— масса малого элемента объёма тела 
,
· 
— плотность,
· 
— расстояние от элемента до оси a.
Если тело однородно, то есть его плотность всюду одинакова, то
| Осевым моментом сопротивления называется отношение момента инерции относительно данной оси к расстоянию от оси до наиболее удаленной точки поперечного сечения |
|
| Полярным моментом сопротивления называется отношение полярного момента инерции к расстоянию от полюса до наиболее удаленной точки сечения |
|
| В качестве полюса принимается центр тяжести поперечного сечения стержня. |
62. КАКОЙ ИЗ ДВУХ ОСЕВЫХ МОМЕНТОВ ИНЕРЦИИ ТРЕУГОЛЬНИКА БОЛЬШЕ: ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ, ПРОХОДЯЩЕЙ….
|
|