Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Виды сварных соединений и факторы, влияющие на их прочность.

Читайте также:
  1. Амортизационные отчисления, факторы, влияющие на выбор амортизационной политики организации
  2. Виды соединений и технология их сборки
  3. Влияние видов термической обработки на структуру и свойства сварных соединений. Способы нагрева и оборудование для термической обработки.
  4. Внутренние факторы, влияющие на поведение покупателя организации
  5. Внутренние факторы, определяющие направления маркетинга персонала
  6. Вопрос 13. Последовательное и параллельное соединения резисторов. Входное сопротивление и свойства цепей данных соединений. Последовательное соединение источников ЭДС.

Штифт- крепёжное изделие в виде цилиндрического или конического стержня, предназначенное для неподвижного соединения деталей, как правило, в строго определённом положении, а также для передачи относительно небольших нагрузок.Виды штифтов

Цилиндрический

Зазубренный

Сцепляющий

Конический

Подобно заклёпкам штифты работают на срез и смятие:

 

13. Заклепочные соединения. Классификация и конструкция заклепочных швов. Заклёпочное соединение — неразъёмное соединение деталей при помощи заклёпок. Обеспечивает высокую стойкость в условиях ударных и вибрационных нагрузок. Заклёпочные соединения делятся на:1)прочные (рассчитанные только на восприятие и передачу силовых нагрузок),2)плотные (герметичные) (обеспечивают герметичность конструкций в резервуарах с невысоким давлением),3)прочноплотные (восприятие силовых нагрузок и герметичность соединения). По конструкции заклёпочные соединения делятся на однорядные и многорядные с цепным или шахматным расположением заклёпок, а в зависимости от количества плоскостей среза — одно- и многосрезные. По характеру воздействия нагрузки на заклёпочное соединение — швы с поперечной нагрузкой, перпендикулярной оси заклёпок, и продольной, параллельной оси заклёпок. Заклёпочные соединения по конструкции близки к паяным, сварным и клеевым соединениям. Наиболее распространены соединения внахлёстку (внакрой) и встык со стыковыми планками.

14. Определение основных параметров заклепочных швов. Расчет и конструирование. Основными параметрами заклепочных швов являются шаг t и диаметр заклепок d, а также толщина склепываемых деталей. Шагом заклепочного шва называется -расстояние между центрами заклепок в направлении, перпендикулярном к действующему на шов усилию. Для однорядных швов шаг принимается равным трем диаметрам заклепки, а расстояние а - от центра заклепки до края листа – 1,5 диаметра заклепки при пробитых отверстиях. Основными нагрузками для заклепочных швов являются продольные силы, стремящиеся сдвинуть соединяемые детали одну относительно другой. При нагружении заклепочного соединения продольными силами (в пределах сил трения на поверхности контакта) нагрузка передается силами трения. Затем в работе начинают принимать участие тело заклепки, подвергаясь изгибу, смятию и сдвигу (срезу). В плотном соединении необходимо, чтобы вся внешняя нагрузка во избежании местных сдвигов оспринималась силами трения.Расчет заклепок в соединении, находящимся под действием продольной нагрузки, сводится по форме, в первую очередь, к расчету их на срез. Трение в стыке учитывается при выборе допускаемых напряжений на срез. При центральном действии нагрузки предполагается равномерное распределение сил между заклепками. В односрезном заклепочном соединении допускается' нагрузка, отнесенная к одной заклепке (Рис.9):



14(продолжение 1). где d - диаметр стержня заклепки, мм; - условное допускаемое напряжение заклепки на срез Н/мм2. Необходимое число заклепок при центральнодействующей нагрузке определяется по формуле:

Расчетная схема односрезного заклепочного шва

Рис. 10 Схема односрезного шва, вид сверху.

14(продолжение 2). Основные формулы расчета заклепочных швов на прочность 1. Расчет заклепочных соединений на срез; (проверочный расчет) (проектный расчет) 2. Расчет заклепочных соединений на смятие: (проектный расчет), (проектный расчет), 3. Расчет металлических полос в сечении, ослаблением отверстиями под заклепки: где А = δ ·Z (в-d) мм

4. Расчет заклепочных соединений на срез концевых участков деталей

Заклепки в шве располагают так, чтобы ослабление соединяемых деталей отверстиями было наименьшим. Во избежание возникновения изгиба соединяемых деталей заклепки по возможности располагают на оси, проходящей через центр тяжести склепываемых деталей или симметрично относительно этой оси . Не рекомендуется в одном шве применять заклепки разных диаметров. Для предотвращения поворота соединяемых деталей относительно друг друга число заклепок в шве принимают не менее двух, то есть z >1. Следует симметрично располагать плоскости среза относительно линии действия сил, чтобы избежать отрыва головок. При выборе материала для заклепок необходимо стремиться к тому, чтобы температурные коэффициенты линейного расширения заклепок и соединяемых деталей были равными или близкими. Особую опасность представляет сочетание разнородных материалов, которые способны образовать гальванические пары. Гальванические токи быстро разрушают соединение.

Загрузка...

15. Сварные соединения. Сущность процесса и виды сварки. Сварка — технологический процесс получения неразъемного соединения деталей, осуществляемый за счет использования межатомных сил сцепления. Для соединения двух или более частей металла в одно целое необходимо осуществить тесное сближение их атомов на расстояние порядка 4 • Ю8 см, чтобы между ними начали действовать силы взаимного притяжения. При сварке это достигается либо расплавлением кромок свариваемых деталей, либо путем соединения давлением нагретого до пластического (размягченного) состояния металла. Следовательно, все существующие методы сварки разделяются на сварку плавлением и сварку давлением (пластическую).

 

 

Виды сварных соединений и факторы, влияющие на их прочность.

Для обеспечения полного провара по всей толщине свариваемого металла и получения прочного сварного соединения необходимо правильно подготавливать свариваемые кромки. Общий угол разделки свариваемых кромок составляет 70—90°. При малых толщинах свариваемого металла сварные соединения свариваются без скоса кромок. При толщине металла свыше 5 мм делается разделка кромок. Перед сваркой свариваемые кромки, а также прилегающие к шву участки основного металла, тщательно очищают пламенем газовой горелки от масла, ржавчины, окалины, влаги и других загрязнений.

17.Расчет сварных швов. Проверка прочности, при стыковом соединении, производится на растяжение или сжатие по формуле: . Здесь —условная рабочая площадь сечения шва, где расчетная длина шва , а высота шва h принимается равной толщине свариваемых элементов t.

18. Фрикционные передачи. Классификация, схемы конструкций, область применения. Фрикционная передача— кинематическая пара, использующая силу трения для передачи механической энергии. Фрикционные передачи классифицируют по следующим признакам: 1. По назначению:- с нерегулируемым передаточным числом; - с бесступенчатым (плавным) регулированием передаточного числа (вариаторы).2. По взаимному расположению осей валов:- цилиндрические или конусные с параллельными осями ;- конические с пересекающимися осями 3. В зависимости от условий работы: - открытые (работают всухую); - закрытые (работают в масляной ванне). 4. По принципу действия: - нереверсивные ;- реверсивные. Валы прокатных станов, мотор-редуктор с фрикционным вариатором, ведущие колёса транспортных средств, взаимодействующих с опорной поверхностью посредством сил трения.

19. Основы теории фрикционной передачи. Движение звеньев фрикционной передачи сопровождается относительным их скольжением. Скольжение колес вызывает износ деталей фрикционной передачи, повышает непроизводительные затраты энергии и усиливает нагревание звеньев, вследствие чего необходимо всемерно стремиться к уменьшению скольжения. Упругое скольжение обусловлено различием по знаку и величине напряжений в зоне контакта ведущего и ведомого катков фрикционной передачи. Геометрическое скольжение обусловлено наличием разности абсолютных значений скорости точек соприкасания звеньев фрикционной передачи. Геометрическое скольжение разнотипных передач может быть различным, однако известные случаи сочетания форм катков можно рассматривать как частные случаи фрикционной передачи движения между двумя катками конусной формы. При равномерном движении передачи без нагрузки (вхолостую) и при отсутствии сопротивлений движению со стороны опор валов моменты сил трения Fi и F% относительно осей Ох и 0. Передаточное число фрикционной передачи общего вида дает возможность сделать вывод, что передаточное число фрикционной передачи зависит от величины передаваемой силы и геометрических параметров передачи. При движении фрикционной передачи под нагрузкой энергия расходуется на преодоление сил полезных сопротивлений, трения геометрического и упругого скольжения, сопротивления перекатыванию, сопротивления среды (масла или воздуха) и трения элементов подшипников. Сила нажатия катков фрикционной передачи Q, необходимая для их сцепления, определяется из условия исключения буксования передачи: F >kP, где Р — передаваемая окружная сила; k = 1,5-2 — коэффициент запаса сцепления. Для передач с катками цилиндрической формы Р = 0 и Q = = kPlf. Передачи клинчатыми колесами требуют по сравнению с остальными передачами меньшей силы нажатия при прочих равных условиях. Передача значительных нагрузок может быть осуществлена либо путем увеличения количества ручьев, либо увеличением их размеров.

22.23. Ременная передача. Основные виды ременных передач и область их применения. Ремённая передача — это передача механической энергии при помощи гибкого элемента — приводного ремня, за счёт сил трения или сил зацепления (зубчатые ремни). Классификация: По способу передачи механической энергии: трением; зацеплением. По виду ремней: плоские ремни; клиновые ремни; вентиляторные ремни; полклиновые ремни; зубчатые ремни; вариаторные; тяговые; многоручьевые; транспортировочные (конвейерная лента);протяжные; ремни круглого сечения (Пассик).

24. Расчет плоскоременной передачи.

1. Определяем диаметр меньшего (ведущего) шкива: где, D1 - диаметр ведущего шкива, мм; N1 - мощность на ведущем шкиве, кВт; n1 - число оборотов ведущего шкива, об/мин. Вычисленное значение округляют до ближайшего большего стандартного (см. Приложение, табл. 5).

2. Вычисляем окружную скорость ведущего шкива (ν1, м/с) и сравниваем ее с предельно допустимой: ν1 =0,5 ·ω, · D1≤ [ν] (см. Приложение, табл.7).

3. Определяем диаметр ведомого шкива и округляем его до ближайшего меньшего значения: D2 = D1· i · (l - ε), где, D2 - диаметр ведомого шкива, мм; i - передаточное число; ε - коэффициент скольжения.

4. Уточняем передаточное число и окружную скорость ведущего шкива:

5. Предварительно назначают межосевое расстояние (А, мм) из соотношения: (D1 + D2) ≤ А ≤ 2,5 · (D1 + D2)

6. Рассчитываем длину ремня L, мм: На сшивку плоских ремней к вычисленному значению L прибавляют Δl = 100...400 мм: L0=L + Δl

7. Определяем фактическое межосевое расстояние (Аф, мм) по вычисленной длине ремня:

8. Рассчитываем угол охвата ремнем ведущего шкива: где, α1 - угол охвата ремнем ведущего (малого) шкива, град; [α1] - допускаемое значение угла охвата, для плоскоременных передач рекомендуется [α1 ] ≥ 150°. Если угол охвата меньше 150°, то увеличивают фактическое межосевое расстояние и производят перерасчет.

9. Проверяем частоту пробегов ремня nn, с-1: где [n]n - допускаемая частота пробегов, с 1. Для плоских ремней [n]n =5с-1 . Если это условие не выполняется, то надо увеличить фактическое межосевое расстояние.

10. Для вычисления полезного напряжения в ремне (σп, МПа) предварительно задаются значением отношения (см. Приложение, табл. 6): где, δ - толщина ремня, мм; C, W – эмпирические коэффициенты зависящие от вида ремня: Вид ремня С W 1. Резинотканевые 2,45 9,81 2. Х/б 2,06 14,7 3. Кожаные 2,84 29,4 [σ]п - допускаемое значение полезного напряжения. Для различных типов ремней и отношений kр числовые значения [σ]п, приведены в таблицах (см. Приложение, табл.8).

11. Определяем допускаемое проектное полезное напряжение: [σ]пп=[σ]п·ka·kv·kx·kH, где ka, kv, kх, kH - корректирующие коэффициенты.

12. Вычисляем окружную силу на ведущем шкиву (Ft,H): где, F1,F2 - силы натяжения соответственно ведущей и ведомой ветвей ремня, Н; где, Fо – см. ниже.

13. Рассчитываем требуемую площадь поперечного сечения ремня (S, мм2) его толщину (δ,mm2) и ширину (b,мм2) определяем фактические размеры ремня по табличным данным: (см. Приложение, табл. 9, 10).

14. Вычисляем требуемую ширину шкива и согласовываем со стандартным значением: В=(1,10... 1,15)· b - (см. Приложение, табл. 5).

15. Определяем нагрузку на вал ведущего шкива и подшипники (Fп, Н) на холостом ходу передачи (без учета силы тяжести шкивов): где Fо - усилие, предварительного натяжения ремня, Н: Fo = σо · S; σо = 1,8 МПа

16. Вычисляем расчетную долговечность ремня.

 

25. Плоскоременные передачи с натяжным роликом. При передаче плоскими ремнями между валами, находящимися на близком расстоянии, или при большой разности в диаметрах шкивов вследствие малого угла обхвата неизбежно проскальзывание ремня. Во избежание этого применяют натяжные ролики, устанавливаемые на ведомой ветви ремня, при помощи которых увеличивается угол обхвата. Диаметр натяжного ролика не должен быть меньше диаметра малого шкива. Для гашения колебаний натяжного ролика при резком изменении нагрузки применяют гидравлические гасители - демпферы в виде цилиндров с жидкостью, в которых помещается поршень. Давление жидкости, развиваемое поршнем при его перемещении вверх или вниз под действием натяжного ролика, противодействует движению ролика и гасит его колебания.

26. Шкивы плоскоременных передач. Для плоских резинотканевых ремней с ростом числа силовых слоев (что приводит к росту изгибной жесткости ремня) и увеличением окружной скорости ремня минимальный допустимый диаметр шкива возрастает. Один из шкивов плоскоременной передачи делают выпуклым для самоустановки ремня на шкиве. Размер выпуклости h зависит от диаметра и ширины шкива. При скоростях v> 40 м/сна поверхности обода шкива делают кольцевые канавки для выхода воздуха из-под ремня. Материал шкива выбирают в зависимости от скорости v. При v> 5 м/с шкивы балансируют. Допустимый статический дисбаланс шкивов составляет, г - см: 6 при v от 5 до 10 м/с; 3 при v = 10... 15 м/с; 2 при v = 15...20 м/с; 1,6 при v = 20...25 м/с; 1 при v = 25...40 м/с и 0,5 при v> 40 м/с.

27. Теоретические основы клиноременной передачи. Обычно клиноременная передача представляет собой открытую передачу с одним или несколькими ремнями. Рабочими поверхностями ремня являются его боковые стороны. По сравнению с плоскоременными, клиноременные передачи обладают большей тяговой способностью, имеют меньшее межосевое расстояние, допускают меньший угол обхвата малого шкива и большие передаточные числа (и ≤ 10). Однако стандартные клиновые ремни не допускают скорость более 30 м/сиз-за возможности крутильных колебаний ведомой системы, связанных с неизбежным различием ширины ремня по его длине и, как следствие, непостоянством передаточного отношения за один пробег ремня. У клиновых ремней большие потери на трение и напряжения изгиба, а конструкция шкивов сложнее. Клиноременные передачи широко используют в индивидуальных приводах мощностью до 400 кВт. КПД клиноременных передач η= 0,87...0,97.

28. Расчет и конструирование клиноременной передачи.

 

29. Зубчатые передачи, теория зацепления зубчатых колес. Основные виды зубчатых передач и их применение.Зубчатые передачи – передачи, в которых усилия между колёсами передаются за счёт зацепления. Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, а большее — колесом. С их помощью осуществляется передача и преобразование вращательного движения между параллельными осями (цилиндрические колёса), пересекающимися осями (конические зубчатые колёса), скрещивающимися осями (цилиндрические винтовые колёса, конические колёса, гипоидная передача). Кроме того, с помощью зубчатых передач можно преобразовывать поступательное движение зубчатой рейки во вращательное движение зубчатого колеса и наоборот. Достоинства зубчатых передач: 1. Высокая надежность работы в ши­роком диапазоне нагрузок и скоростей. 2. Большой ресурс. 3. Малые габариты. 4 Высокий КПД. 5. Относительно малые нагрузки на валы и подшипники. 6. Постоянство передаточного числа. 7. Простота обслуживания. Недостатки зубчатых передач: 1.Сложность изготовления и ремонта (необходимо высокоточное специализированное оборудование). 2. Относительно высокий уровень шума, особенно на больших скоростях. 3. Нерациональное использование зубьев – в работе передачи одновременно участвуют обычно не более двух зубьев каждого из зацепляющихся колёс. Теорема Виллиса (Основная теорема зацепления): Передаточное отношение между звеньями совершающими вращательное движение прямопропорционально отношению угловых скоростей и обратно пропорционально отношению расстояний от центров вращения до полюса. Передачи классифицируют по геометрическим и функциональным особенностям:

· по характеру расположения валов: цилиндрические (рис. 1.33, а, б, в, г) – имеют параллельные оси; конические (рис. 1.33, е, ж, з) – имеют пересекающиеся оси; гиперболоидные, винтовые, гипоидные – передачи со скрещивающимися осями. Для преобразования вращательного движения в поступательное, и наоборот, применяют реечную передачу (рис. 1.33, д). Ее можно рассматривать как частный случай цилиндрической зубчатой передачи, у которой диаметральные размеры одного из колес (рейка) увеличены до бесконечности.· по форме профилей зубьев: эвольвентные (рабочие профили очерчены эвольвентами окружностей), циклоидальные (профили – дуги эпициклоиды и гипоциклоиды), передачи Новикова (профили – дуги окружностей) и др.;· по расположению зубьев относительно образующих основной поверхности – прямозубые (рис. 1.33, а, г, д, е), косозубые (рис. 1.33, б, ж), шевронные (рис. 1.33, в), криволинейные (рис. 1.33, з);· по расположению осей колес относительно точки касания профилей – передачи внешнего (рис. 1.33, а) и внутреннего зацепления (рис. 1.33,г);· по характеру движения осей: одно- и многоступенчатые обычные передачи, имеющие неподвижные геометрические оси всех колес;сателлитные передачи (дифференциальные, планетарные), у которых имеются оси одного или нескольких колес (сателлитов), движущиеся по круговым траекториям;· по конструктивному исполнению передачи могут располагаться вне корпуса (открытые) либо работать в корпусе, который изолирует их от внешней среды (закрытые).

 

 

30. Параметры зубчатых колес. Основная теорема зубчатого зацепления (см 29 билет Теорема Виллиса). Ступень зубчатой передачи – два зубчатых колеса, сопряжено работающих между собой. Начальные окружности – две окружности, которые обкатываются друг об друга без скольжения. Начальная окружность определена только тогда, когда колёса находятся в зацеплении. Делительная окружность – окружность, на которой толщина зуба и ширина впадины одинаковы.На делительной окружности модуль зацепления m есть величина стандартная, выбирается из ГОСТ, после расссчета приблизительного его значения. Основными кинематическими параметрами зубчатых передач являются: число зубьев z и шаг зацепления p - расстояние между одноимёнными точками двух соседних зубьев, измеренное по дуге делительной окружности, те шаг окружности. d = mz – диаметр делительной окружности; da = mz +2m – диаметр окружности вершин зубьев; df = mz – 2.5m – диаметр окружности впадин зубьев;p = π m – шаг по делительной окружности; s = 0.5p – толщина зуба по делительной окружности; s*= 0.5p – ширина впадины по делительной окружности;ha = m – высота головки зуба; hf = 1.25m - высота ножки зуба; h = 2.25m – высота зуба; b – ширина венца. Кинематическими характеристиками всякого колеса являются число зубьев и шаг зацепления . - модуль зацепления, u – передаточное число .

Теоретически толщина зуба должна быть равна ширине впадины, но, чтобы не было защемления при зацеплении, на практике ширина впадины делается больше, чем толщина зуба в пределах допуска на боковой зазор. Межосевое расстояние в передачах принято обозначать a . В косозубых колесах различают 2 шага зубьев: 1) в нормальном сечении n-n нормальный шаг зубьев 2) в торцовом сечении окружной шаг – pt Pt = P/cosβ. Следовательно модули у косозубых колес в разных сечениях будут разные. нормальный модуль m = p/π ; окружной модуль mt = pt/π mt = m/cosβ делительный и начальный d = dw = mt z = mz/cosβ диаметры . Профиль косого зуба в нормальном сечении n-n совпадает с профилем прямого зуба модуля m.ha = m– высота головки зуба h f = 1.25m– высота ножки зуба da = d+2m– диаметр окружности вершин зубьев df = d-2.5m– диаметр окружности впадин зубьев aw = (d1+d2)/2 = m(z1+z2)/ 2cosβ– межосевое расстояние.

31. Эвольвентное зацепление и его свойства. В зубчатой передаче контактирующие элементы двух профилей выполняются по эвольвентам окружности и образуют, так называемое эвольвентное зацепление. Это зацепление обладает рядом полезных свойств, которые и определяют широкое распространение эвольвентных зубчатых передач в современном машиностроении. Рассмотрим эти свойства.Свойство 1. Передаточное отношение эвольвентного зацепления определяется только отношением радиусов основных окружностей и является величиной постоянной. u12 = 1 /2 = rw2 / rw1 = (rb2cos w )/ (rb1cos w ) = rb2 / rb1 = const. Свойство 2. При изменении межосевого расстояния в эвольвентном зацеплении его передаточное отношение не изменяется. u’12 = 1 /2 = r’w2 / r’w1 = (rb2cos ’w )/ (rb1cos ’w ) = rb2 / rb1 = const. u’12 = u12 = rb2 / rb1 = const Свойство 3. При изменении межосевого расстояния в эаольвентном зацеплении величина произведения межосевого расстояния на косинус угла зацепления не изменяется. rb1 + rb2 = rw1  cos w + rw2  cos w = aw  cos w , rb1 + rb2 = r’w1  cos ’w + r’w2  cos ’w = a’w  cos ’w , aw  cos w = a’w  cos ’w = const. Свойство 4. За пределами отрезка линии зацепления N1N2 рассматриваемые ветви эвольвент не имеют общей нормали, т. е. профили выполненные по этим кривым будут не касаться, а пересекаться. Это явление называется интерференцией эвольвент или заклиниванием. Отметим прежде всего, что здесь рассматриваются те элементы зацепления, которые имеются именно в зацеплении колёс и исчезают, если колёса вывести из зацепления (рис. 3.5). К этим элементам относятся следующие.Межосевое расстояние aw – это расстояние между центрами колёс O1 и O2. Полюс зацепления П (пи) – это точка касания центроидных окружностей колёс с радусами и , которые в эвольвентном зацеплении называются начальными окружностями. Теоретическая линия зацепления N1N2 – это геометрическое место точек мгновенного касания профилей зубьев, отмеченное на неподвижной плоскости. Процесс передачи движения происходит таким образом, что профили одной пары зубьев на протяжении некоторого времени касаются друг друга, т. е. имеют общую нормаль. На основании первого свойства эвольвенты нормаль к ней является касательной к основной окружности, а для двух касающихся друг друга профилей является касательной к обеим основным окружностям. Поэтому для данных профилей контактная нормаль является единственной и лежит на общей касательной к основным окружностям, образуя таким образом прямолинейную линию зацепления. С учётом геометрических размеров конкретных колёс линия зацепления используется для передачи движения только в пределах зоны, заключённой между точками её пересечения с окружностями вершин (рис.3.5). Эта зона называется активной линией зацепления. Её границы на рис. 3.5 отмечены точками H1 и H2. Угол зацепления 'альфа' w – это угол между линией зацепления и общей касательной к начальным окружностям, проведённой через полюс зацепления. Сопряжённые (или парные) точки – это точки профилей зубьев, которыми они касаются друг друга на линии зацепления.Радиальный зазор – это расстояние на межосевой линии между точками пересечения её с окружностью вершин одного колеса и впадин другого колеса. Свойства зацепления 1) Передаточное отношение постоянно в любой фазе зацепления, так как оно может быть выражено через радиусы основных окружностей. .2) Передаточное отношение не зависит от изменения межосевого расстояния aw по той же причине, что и в предыдущем случае.3) Правильное зацепление эвольвентных профилей происходит только в пределах линии зацепления N1N2, так как только в этих пределах контактирующие эвольвентные профили имеют общую нормаль.4) Эвольвентные колёса одного модуля имеют полную взаимозаменяемость, т. е. могут составить правильное зацепление.

Эвольвентное зацепление — зубчатое зацепление, в котором профили зубьев очерчены по эвольвенте окружности. Позволяет передавать движение с постоянным передаточным отношением[1][2].

Для этого необходимо чтобы зубья зубчатых колёс были очерчены по кривой, у которой общая нормаль, проведённая через точку касания профилей зубьев, всегда проходит через одну и ту же точку на линии, соединяющей центры зубчатых колёс, называемую полюсом зацепления[3].

36.40. Расчет и конструирование зубчатых передач. 40. Последовательность расчета цилиндрических колес.

Порядок расчета:

-Выбор твердости, термической обработки и материала колес. В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки. (билет 37) -Допускаемые контактные напряжения Предел контактной выносливости Допускаемые контактные напряжения [ сигма]Н1 для шестерни и [сигма ]Н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости. (Подробности билет 37) -Допускаемые напряжения изгиба. Предел выносливости. зубьев шестерни [сигма]F1 и колеса [сигма]F2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе дол- говечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки. -Выбор вида зуба. Прямо- или косозубые. -Геометрические параметры (билет 30) Межосевое расстояние a, окружная скорость v, модуль, суммарное число зубьев и угол наклона, размеры заготовок. u - передаточное число. Т — момент. К - коэфф, зависяишй от твердости материала. n1 – частота вращения.

37. Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения.

Выбор твердости, термической обработки и материала колес. В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали (45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 0Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА и др.) и варианта термической обработки улучшение, цементация, закалка, закалка ТВЧ, нитроцементацию и азотирование.

Коэффициент YR , учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают: YR = 1 при шлифовании YR = 1,05... 1,2 при полировании Коэффициент YA учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки YA = 1. Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (ZR — 1...0,9). Коэффициент Zv учитывает влияние окружной скорости v (Zv — 1... 1,15).


Дата добавления: 2015-07-15; просмотров: 332 | Нарушение авторских прав


<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Организация разработки и пересмотра нормативных материалов по нормированию труда| Особенности конструкции конической зубчатой передачи.

mybiblioteka.su - 2015-2018 год. (0.014 сек.)