- •1. Характеристики прочности материалов
- •2Характеристики упругих и пластических свойств машиностроительных материалов
- •3.1.Критерии работоспособности.
- •3.2. Критерии экономичности.
- •3.3 Критерии надежности.
- •4. Виды расчетов. Виды нагрузок и режимы нагружения. 4. Виды расчетов. Виды нагрузок и режимы нагружения. Виды расчётов
- •3.1. Циклы напряжений в деталях машин.
- •3.2.Усталость материалов деталей машин.
- •Коэф. Запаса прочности
- •3.2.1. Влияние концентрации напряжений на предел выносливости.
- •3.2.2. Влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости.
- •3.2.3. Влияние качества обработки поверхности на предел выносливости.
- •3.2.4. Влияние упрочнения поверхности на предел выносливости.
- •6. Общие сведения и классификация ременных передач.
- •7. Упругое скольжение и кинематика ременных передач. Скольжение ремня и передаточное число.
- •8. Силы в ременной передаче и напряжения в ремне. (Смотреть в тетр.) Силы в передаче.
- •Напряжения в ремне.
- •9. Расчет ременных передач по тяговой способности и на долговечность.(в тетр)
- •10. Основные геометрические параметры эвольвентных зубчатых передач (в тетр) Геометрия прямозубых цилиндрических колес.
- •Стандартизация
- •11. Классификация и степени точности зубчатых передач.
- •10.3. Точность зубчатых передач.
- •12. Виды повреждений зубчатых колес.
- •13. Силы в зацеплении зубчатых передач.
- •14. Материалы зубчатых колес.
- •15. Допускаемые напряжения изгиба зубчатых передач
- •16. Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатых передач.
- •17. Основы расчета зубчатых передач на выносливость по напряжениям изгиба.
- •18. Основы расчета на выносливость активных поверхностей зубьев (по контактным напряжениям).
- •19. Червячные передачи: общие сведения, классификация, геометрия.
- •Конструкция
- •Функционирование
- •20. Скольжение в червячных передачах, кпд, тепловой расчет.
- •21. Материалы червячных передач.
- •22. Валы и оси. Общие сведения. Конструктивные элементы
- •Классификация
- •24. Выбор опасных сечений и проверочный расчет валов на выносливость.
- •1.Определить реакции в опорах окончательно принятых типоразмеров подшипников.
- •2.Рассчитать значение крутящих и изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, построить эпюры и определить суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала.
- •6. Определить напряжения в опасных сечениях вала.
- •26. Система условных обозначений подшипников качения.
- •27. Расчет подшипников качения на статическую грузоподъемность
- •28. Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности
- •29. Соединения с натягом и их расчет (самостоятельно). Общие сведения.
- •5.2. Расчет соединений с натягом.
- •5.3. Определение расчетного натяга.
- •30. Шпоночные и шлицевые соединения
- •6.3. Ненапряженные шпоночные соединения.
- •6.4. Расчет шпоночных соединений.
- •6.5. Шлицевые соединения.
- •Классификация шлицевых соединений.
20. Скольжение в червячных передачах, кпд, тепловой расчет.
Во время работы червячной передачи витки червяка скользят по зубьям червячного колеса рис. 2.5.11. Скорость скольжения направлена по касательной к винтовой линии делительного цилиндра червяка и определяется из параллелограмма скоростей
(2.)
Как видно из формулы, всегда us> u1. Большое скольжение в червячной передаче повышает изнашиваемость зубьев червячного колеса, увеличивает склонность к заеданию. Передаточное число червячной передачи определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачивается на число зубьев, равное числу витков червяка: (2.5.11)
где и — угловые скорости червяка и колеса; z1 и z2 — число витков червяка и число зубьев колеса. На практике в силовых передачах применяют червяки с числом витков z1 = 1; 2; 4. С увеличением z1 возрастают технологические трудности изготовления передачи и увеличивается число зубьев червячного колеса z2. Число витков червяка z1 зависит от передаточного числа и. Рисунок 2.5.11 схема определения скорости скольжения в червячной передаче Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе нарезания зубьев принимают z2=26. Оптимальным является z2 = 40...60. Диапазон передаточных чисел в этих передачах u = 10...80.
КПД червячных передач.
Роль смазывания в червячной передаче еще важнее, чем в зубчатой передаче, так как в зацеплении происходит скольжение витков червяка вдоль линий зубьев колеса. В случае несовершенства смазывания резко возрастают потери, возможность повреждения зубьев. Червячная передача является зубчато-винтовой, поэтому в ней имеются потери, свойственные как зубчатой передаче, так и передаче винт — гайка. В общем случае к.п.д. червячной передачи учитывает потери соответственно в подшипниках, зубчатом зацеплении, винтовой паре, а также на размешивание и разбрызгивание масла. На к.п.д. передачи влияет сорт масла и шероховатость рабочих поверхностей витков червяка, которая не должна быть грубее 0,63 мкм. Червячные передачи, как уже указывалось, имеют сравнительно низкий к.п.д., что ограничивает область их применения. К.П.Д. червячных передач колеблется от 0,7 до 0,95 и зависит от числа витков z1 (заходов) червяка. С увеличением z1 возрастает угол подъема витка червяка и повышается к.п.д. передачи. Рекомендуется: z1 =4 при u =8-15, z1 =2 при u =15-30, z1 =1при u больше 30
Тепловой расчет
При работе червячных передач выделяется большое количество теплоты. Потерянная мощность Р1 на трение в зацеплении и подшипниках, а также на размешивание и разбрызгивание масла переходит в теплоту, которая нагревает масло, а оно через стенки корпуса передает эту теплоту окружающей среде. Если отвод теплоты недостаточен, передача перегреется. При перегреве смазочные свойства масла резко ухудшаются (его вязкость падает) и возникает опасность заедания, что может привести к выходу передачи из строя. Поэтому червячные передачи во избежание их перегрева предпочтительно использовать в приводах периодического (а не непрерывного) действия. Тепловой расчет червячной передачи производится как проверочный после определения размеров корпуса при эскизном проектировании. Тепловой расчет червячной передачи при установившемся режиме работы производится на основе теплового баланса, т. е. равенства тепловыделения Qв и теплоотдачи Qo:
(2.5.21)
Количество теплоты, выделяющееся в непрерывно работающей передаче в одну секундy (2.5.22), где A— площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, м2. Поверхность днища корпуса не учитывается, так как она не омывается свободно циркулирующим воздухом; tВ— температура воздуха вне корпуса; в цеховых условиях обычно tВ = 20°С; tм—температура масла в корпусе передачи, °С; Кm— коэффициент теплопередачи, т. е. число, показывающее, сколько теплоты в секунду передается одним квадратным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус, зависит от материала корпуса редуктора и скорости циркуляции воздуха (интенсивности вентиляции помещения). Для чугунных корпусов, не обдуваемых вентилятором, принимают КТ= 12... 18 Вт/(м2-°С). Большие значения используют при незначительной шероховатости и загрязненности поверхности наружных стенок, хорошей циркуляции воздуха вокруг корпуса и интенсивном перемешивании масла (при нижнем расположении червяка). Температура масла в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения (2.5.23)
Если при расчете температура масла окажется больше допускаемой, то либо увеличивают поверхность охлаждения, применяя охлаждающие ребра, либо применяют искусственное охлаждение (обдувают корпус или охлаждают масло)