Презентация Блок-схема машин. Понятие детали и сборочной единицы. МП онлайн

Содержание слайда:

Содержание слайда: 4.1 Блок-схема машин. Понятие детали и сборочной единицы. МП. Каждая машина обычно состоит из трех частей: двигатель, передаточный механизм (или передача), исполнительный механизм. Передаточный механизм необходим для согласования режима работы двигателя с режимом работы исполнительного механизма (обычно, уменьшение частоты вращения, увеличение вращающего момента).

Содержание слайда: Механическими передачами, или просто передачами называют механизмы, передающие работу двигателя испол-нительному органу машины. Передавая механическую энергию, передачи одновременно могут выполнять следующие функции: понижать (редукторы) и повышать (мультипликаторы) угловые скорости, соответственно повышая или понижая вращающие моменты; преобразовывать один вид движения в другой (вращательное в возвратно-поступательное, равномерное в прерывистое и т.д.); регулировать угловые скорости рабочего органа машины; реверсировать движение (прямой и обратный ход); распределять работу двигателя между несколькими исполнительными органами машины. Передаточное отношение - отношение частот вращения валов в направлении силового потока.

Содержание слайда: 4.1.2 Классификация передач механической энергии. В зависимости от принципа действия все передачи делятся на две группы: передачи трением – фрикционные и ременные; передачи зацеплением – зубчатые, червячные, цепные. Все передачи трением имеют повышенный износ рабочих поверхностей, так как в них неизбежно проскальзывание одного звена относительно другого. В зависимости от способа соединения ведущего и ведомого звеньев бывают: передачи непосредственного контакта – фрикционные зубчатые, червячные; передачи гибкой связью – ременные, цепные. Передачи гибкой связью допускают значительные расстояния между ведущим и ведомым валами.

Содержание слайда:

Содержание слайда: Основные силовые и кинематические соотношения в передачах Выбор типа передачи и ее применение определяется следующими основным характеристиками: мощностью на ведущем W1 и ведомом W2 валах; угловой скоростью ведущего ω 1 и ведомого ω2 валов (рисунок 4.1).   Это две основные характеристики, необходимые для выполнения проектного расчета любой передачи.

Содержание слайда: Рассмотрим некоторые кинематические и силовые соотношения на примере двухступенчатого редуктора (типа привода тигельных машин)

Содержание слайда: (1) Передаточное отношение ступени i : Тогда развиваемый электродвигателем крутящий момент при мощности W1 и угловой скорости вращения ω1   (2) или (3)   где T1 – в Н·мм; W1 – в Вт; ω1 – в с-1; n – в мин-1. Коэффициент полезного действия ступени определяют отношением мощности на валах 1 и 2 (4)

Содержание слайда: Тогда мощности на валах 2 и 3   (5)   При известном крутящем моменте на валу 1 T1 крутящие моменты 2 и 3   (6)   Привод с крутящим моментом T3 и частотой вращения n3 может быть использован при соединении вала 3: с валом с помощью муфты для вращательного движения; с валом кривошипно-кулисного механизма для поворота ведомого вала на необходимый угол; с винтом для поступательного перемещения гайки со столом на определенную длину l.

Содержание слайда: При использовании в приводе кулачковых, мальтистских, рычажных, стержневых механизмов можно получать различные законы движения исполнительного механизма. Зависимость между развиваемым двигателем крутящим моментом Tдв и противодействующими моментами определяется основным уравнением движения механизма:   (7)   где Iп – момент инерции механизма, приведенный к валу электродвигателя; ὠ – угловая скорость вращения электродвигателя; Tc – момент сил сопротивления исполнительного механизма, приведенный к валу электродвигателя; φ – угол поворота звена приведения (вала электродвигателя).

Содержание слайда: В уравнении величину называют динамическим моментом. В случае, когда момент инерции механизма не изменяется с углом поворота φ, . Тогда уравнение (7) принимает вид (8) При определении динамического момента - угловое ускорение звена приведения, рассчитывают при исследовании переходного процесса работы механизма, который типичен для моментов разгона, останова и реверса. При работе привода в режиме длительной постоянной или незначительно меняющейся нагрузки (9)

Содержание слайда: Расчеты показывают, что при передаточных отношениях редуктора приведенный к валу электродвигателя момент инерции Iп мало отличается от момента инерции ротора Iр. При расчетах принимают (10) где Iм – момент инерции приводимого в движение механизма. В теории электропривода при определении момента инерции ротора электродвигателя используют связь между его величиной и маховым моментом, обозначаемым в каталогах через : (11) где M – масса ротора; R – радиус инерции, G – вес тела, Н.

Содержание слайда: Приближенно моменты инерции звеньев можно вычислить, если звенья условно расчленить на отдельные цилиндры. Тогда искомые моменты инерции определяют как сумму моментов инерции составляющих цилиндров. Для сплошного цилиндра массой М, диаметром d момент инерции относительно продольной оси При известной плотности ρ и длине l момент инерции цилиндра (12)

Содержание слайда: 4.2 Зубчатые передачи 4.2.1 Общие сведения и классификация зубчатых передач Механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару, называют зубчатой передачей (рис. 4.3). Меньшее из колес передачи принято называть шестерней, а большее – колесом, звено зубчатой передачи, совершающее прямолинейное движение, называют зубчатой рейкой (рис. 4.3, г). При одинаковых размерах колес шестерней называют ведущее зубчатое колесо. Параметры шестерни сопровождаются индексом “1”, а колеса – “2”.

Содержание слайда: Рис. 4.3 - Виды зубчатых передач: а, б, в — цилиндрические зубчатые передачи с внешним зацеплением; г — реечная передача; д — цилиндрическая передача с внутренним зацеплением; е — зубчатая винтовая передача; ж, з, и — конические зубчатые передачи; к — гипоидная передача

Содержание слайда: Зубчатые передачи и колеса классифицируют по следующим признакам (см. рис. 4.3): - по взаимному расположению осей колес: с параллельными осями (цилиндрические, см. рис. 4.3, а—д), с пересекающимися осями (конические, см. рис. 4.3, ж—и), со скрещивающимися осями (винтовые, см. рис. 4.3, е, гипоидные, см.рис. 4.3,к), с преобразованием движения (реечные, см. рис. 4.3, г); - по расположению зубьев относительно образующих колес: прямозубые (продольная ось зуба параллельна образующей поверхности колеса (рис. 4.3, а)); косозубые (продольная ось зуба направлена под углом к образующей поверхности колеса (рис. 4.3, б)); шевронные (зуб выполнен в форме двух косозубых колес со встречным наклоном осей зубьев (рис. 4.3, в)); с круговым зубом (ось зуба выполнена по окружности относительно образующей поверхности колеса); - по направлению косые зубья бывают правые и левые. - шевронные колеса по виду шеврона бывают с непрерывным шевроном (см. рис. 4.3,в) и имеющие между полушевронами канавку для выхода режущего инструмента. - по конструктивному оформлению: открытые (бескорпусные) и закрытые (корпусные). Конструктивно зубчатые передачи большей частью выполняют закрытыми в общем жестком и герметичном корпусе, что обеспечивает им высокую точность сборки и защиту от загрязнения.

Содержание слайда: - по окружной скорости: тихоходные (до 3 м/с), для средних скоро­стей (3—15 м/с), быстроходные (св. 15 м/с); - по числу ступеней: одно- и многоступенчатые; - по расположению зубьев в передаче и колесах: внешнее (зубья направлены своими вершинами от оси вращения колеса (см. рис. 4.3, а, б, в)), внутреннее (зубья одного из зацепляющихся колес направлены своими вершинами к оси вращения колеса (см. рис. 4.3, д)) и реечное зацепление (одно из колес заменено прямолинейной зубчатой рейкой (см. рис. 4.3, г)); - по форме профиля зуба: эвольвентные - рабочий профиль зуба очерчен по эвольвенте круга (линия описываемая точкой прямой, катящейся без скольжения по окружности); циклоидальные - рабочий профиль зуба очерчен по круговой циклоиде (линия описываемая точкой окружности, катящейся без скольжения по другой окружности); цевочное (разновидность циклоидального) – зубья одного из колес, входящих в зацепление, заменены цилиндрическими пальцами – цевками; с круговым профилем зуба (зацепление Новикова) – рабочие профили зубьев образованы дугами окружности практически одинаковых радиусов. - по относительной подвижности геометрических осей зубчатых колес: с неподвижными осями колес - рядовые передачи; с подвижными осями некоторых колес - планетарные передачи. - по жесткости зубчатого венца колес, входящих в зацепление: с колесами неизменяемой формы (с жестким венцом); включающая колеса с венцом изменяющейся формы (гибким).

Содержание слайда: - по величине передаточного числа: с передаточным числом u ≥ 1 – редуцирующие (редукторы - большинство зубчатых передач); с передаточным числом u < 1 – мультиплицирующие (мультипликаторы). Реализуемое передаточное число может быть постоянным и ступенчато-регулируемым осевым перемещением колес по валу (в коробках скоростей). -. по точности зацепления Стандартом предусмотрено 12 степеней точности. Практически передачи общего машиностроения изготовляют от шестой до десятой степени точности. Передачи, изготовленные по шестой степени точности, используют для наиболее ответственных случаев. - по назначению различают: силовые передачи, предназначенные для передачи мощности; кинематические передачи, то есть передачи, не передающие значительной мощности, а выполняющие чисто кинематические функции.

Содержание слайда:

Содержание слайда: 4.2.3 Основные элементы зубчатой передачи. Термины, определения и обозначения Одноступенчатая зубчатая передача состоит из двух зубчатых колес - ведущего и ведомого. Параметрам шестерни (ведущего колеса) приписывают при обозначении нечетные индексы (1, 3, 5 и т. д.), а параметрам ведомого колеса — четные (2, 4, 6 и т. д.). Зубчатое зацепление характеризуется следующими основными параметрами: da — диаметр вершин зубьев; df — диаметр впадин зубьев; d — начальный диаметр; d — делительный диаметр; рt — окружной шаг; h — высота зуба; ha — высота головки зуба; hf — высота ножки зуба; с — радиальный зазор; b — ширина венца (длина зуба); еt — окружная ширина впадины зуба; st — окружная толщина зуба; a�� — межосевое расстояние; а — делительное межосевое расстояние; Z — число зубьев.

Содержание слайда: Делительная окружность - окружность, по которой обкатывается инструмент при нарезании. Делительная окружность связана с колесом и делит зуб на головку и ножку. Модулем зубьев т называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб. Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Для пары зацепляющихся колес модуль должен быть одинаковым. Линейную величину, в �� раз меньшую окружного шага зубьев, называют окружным модулем зубьев и обозначают т : Размеры цилиндрических прямозубых колес вычисляют по окружному модулю, который называют расчетным модулем зубчатого колеса, или просто модулем; обозначают буквой т . Модуль измеряют в миллиметрах. Модули стандартизованы.

Содержание слайда: Начальная окружность — каждая из взаимокасающихся окружностей зубчатых колес передачи, принадлежащая начальной поверхности данного зубчатого колеса. Начальные окружности являются сопряженными, т.е. это понятие относится к паре колес, находящихся в зацеплении (к передаче). При изменении межосевого расстояния aω начальные диаметры тоже соответственно изменяются, так как aω равно сумме радиусов этих окружностей. Таким образом, у пары колес, находящихся в зацеплении, может быть сколько угодно начальных окружностей, в то время как для отдельно взятого зубчатого колеса понятие начальной окружности вообще лишено смысла. По делительному диаметру d окружные шаги соответствуют стандартному модулю  т. Для цилиндрических прямозубых колес, например,    или d = mz. Основными называются окружности, по которым развер-тываются эвольвенты, очерчивающие профили зубьев.

Содержание слайда: Окружностями выступов и впадин называются окружности, ограничивающие вершины и впадины зубьев. Линией зацепления называется геометрическое место точек контакта зубьев в зацеплении. В эвольвентном зацеплении линия зацепления - прямая, нормальная к профилю зубьев в полюсе зацепления и касательная к основным окружностям. Углом зацепления α называется угол между линией зацепления и перпендикуляром к линии центров. Углом наклона спирали зубьев косозубых шестерен β называется угол между осью зуба и образующей делительного цилиндра или конуса. Для определения основных параметров зубчатой передачи принимают делительный радиус. Если межосевое расстояние в передаче равно сумме делительных радиусов, то начальные и делительные окружности в этом случае совпадают. В дальнейшем рассматривается именно такой частный случай зацепления.

Содержание слайда: Высота зуба h — радиальное расстояние между окружностями вершин и впадин зубчатого колеса: H = ha + hf. Головка зуба — его часть, расположенная между делительной окружностью цилиндрического зубчатого колеса и окружностью вершин зубьев; ha — высота головки зуба. Ножка зуба — часть зуба, расположенная между делительной окружностью и окружностью впадин (высота ножки зуба - hf ). Радиальный зазор — расстояние между поверхностями вершин зубьев и впадин шестерни и колеса: с = hf - ha. Окружная толщина зуба st — расстояние между разноименными профилями зуба по дуге концентрической окружности зубчатого колеса.

Содержание слайда: Ширина венца b — наибольшее расстояние между торцами зубьев цилиндрического зубчатого колеса по линии, параллельной его оси. Межосевое расстояние aω  — расстояние между осями зубчатых колес передачи. Основную теорему зацепления можно сформулировать так: общая нормаль к профилям зубьев в точке их касания пересекает межосевую линию в точке Р, называемой полюсом зацепления и делящей межосевое расстояние на отрезки, обратно пропорционально угловым скоростям. В процессе работы сопряженных (эвольвентных) профилей точка их касания все время перемещается по прямой NN.  Эту прямую называют линией зацепления. Длина линии зацепления qa — отрезок линии зацепления, отсекаемый окружностями вершин зубьев сопряженных колес. Он определяет начало и конец зацепления пары сопряженных зубьев. Длина зацепления — активная часть линии зацепления.

Содержание слайда: 4.2.4 Цилиндрические прямозубые передачи. Устройство и основные геометрические соотношения Зубчатую передачу с параллельными осями, у колес которой поверхности по диаметру выступов цилиндрические, называют цилиндрической. Цилиндрическая прямозубая зубчатая передача состоит из двух или нескольких пар цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями (рис.4.4). Эта передача наиболее проста в изготовлении. Применяется как в открытом, так и в закрытом исполнении.

Содержание слайда: Рис. 4.4 - Цилиндрическая прямозубая передача

Содержание слайда: Передаточное число u ограничивается габаритными размерами передачи. Для одной пары цилиндрических зубчатых колес z2/z1= u ≤12,5. Геометрические соотношения размеров прямозубой цилиндрической передачи с эвольвентным профилем зуба в таблице.

Содержание слайда:

Содержание слайда: Таблица. Значение коэффициента 

Содержание слайда:

Содержание слайда: Схема расчета зубьев на изгиб На рис. показан профиль балки равного сопротивления (s — толщина зуба в опасном сечении; l — плечо изгибающей силы;  b ω— длина зуба; Fn — нормальная сила, действующая на зуб). Определим силы в опасном сечении корня зуба. Разложим силу Fn в точке А на две составляющие:  Ft и  Fr, условно принимаем, что сила Fn приложена только к одному зубу (перекрытием пренебрегаем), а сила Ft равна окружной силе на начальной окружности.

Содержание слайда: При выводе формул принимают следующие упрощения и допущения:  зуб рассматривают как консольную балку прямоугольного сечения, работающую на изгиб и сжатие; вся нагрузка, действующая в зацеплении, передается одной парой зубьев и приложена к их вершинам; нагрузка равномерно распределена по длине зуба  .

Содержание слайда: Сила  Ft   изгибает зуб, а сила  Fr  сжимает его. Находим: Ft =Fncos α;       Fr =Fnsin α где  α — угол направления нормальной силы Fn,  приложен-ной у вершины, который несколько больше угла зацепле-ния   ;  Fn =Ft/cos   — нормальная сила. Исходя из изложенного выше, за расчетное напряжение принимают напряжения на растянутой стороне зуба:                                                                                (1) Для опасного сечения ВС условие прочности: где σF — напряжение изгиба в опасном сечении корня зуба; W — осевой момент сопротивления; A= s  b ω — площадь сечения ножки зуба. Выразим I и s в долях модуля зубьев: l= km; s = cm,  где к и с — коэффициенты, зависящие от формы зуба, т.е. от угла    и числа зубьев Z. Тогда изгибающий момент в опасном сечении MB=Ft∙l=Ft∙km;

Содержание слайда: осевой момент сопротивления прямоугольного сечения зуба Подставим в формулу (2) входящие в него параметры МИ и W, введем коэффициенты расчетной нагрузки   (табл. 6), KFV (табл. 7) и теоретический коэффициент концентрации напряжений КТ. В результате получим окончательную формулу проверочного расчета прямозубой передачи на усталость при изгибе где YF — коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Содержание слайда: Выведем формулу проверочного расчета прямозубых передач на усталость при изгибе через вращающий момент Т2.. С учетом того, что  Ft=2T1/d1=2T1/mz1=2T2/mz1u;   = mz1   формула проверочного расчета (4) примет вид где  ,  , МПа; m, мм; T2 — вращающий момент на колесе, Нмм; Z1 — число зубьев шестерни;  ψ bd — коэффициент длины зуба (ширины венца) по делительному диаметру. Из формул (5) и (6) получаем формулы проектировочного расчета на изгиб P1=T1                                                   где Km = 1,4 для прямозубых колес.

Содержание слайда: 4.2.5 Расчет цилиндрической прямозубой передачи на контактную прочность Расчет прочности контактирующих поверхностей зубьев основан на ограничении наибольших нормальных напряжений. При выводе формул приняты следующие допущения: зубья рас-сматривают как два находящихся в контакте цилиндра с параллель-ными образующими (радиусы этих цилиндров принимают равными радиусам кривизны профилей зубьев в полюсе зацепления); нагрузку считают равномерно распределенной по длине зуба; контактирующие профили предполагают неразделенными масляной пленкой. На основании этих допущений к расчету зубчатых колес можно применить результаты исследований на контактную прочность цилиндрических роликов. Наибольшие нормальные контактные напряжения возникают в точках, лежащих на очень малой глубине под линией контакта по формуле Герца—Беляева: (4.5) Где q — расчетная удельная нормальная нагрузка; пр — приведенный модуль упругости материалов зубьев; ρпр — приведенный радиус кривизны профилей зубьев шестерни и колеса; μ — коэффициент Пуассона.

Содержание слайда: Для прямозубых колес без учета коэффициентов нагрузки ,  (17)(4.6) где — нормальная сила, действующая на зуб (см. рис. 4.9); Ft — окружная сила; — суммарная длина контактной линии (для прямозубых передач; — ширина венца, так как  ; здесь   — коэффициент, учитывающий непостоянство суммарной длины контактной линии);  — коэффициент перекрытия. Для учета неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, а также для учета динамических нагрузок вследствие погрешности изготовления и деформации деталей передачи вводят коэффициент нагрузки  . Отсюда (4.7)

Содержание слайда: Приведенный модуль упругости Епр=2Е1Е2/(Е1+Е2), где E1 и E2 — модули упругости материалов шестерни и колеса. Зубья рассматриваются как цилиндры длиной ba (ширина зубчатого колеса) и радиусов  ρ1 и ρ2 , где Приведенный радиус кривизны зубьев в полюсе Здесь знак «плюс» для внешнего зацепления, знак «минус» — для внутреннего зацепления. Подставляя значения ρпр и q в формулу (4.6), после преобразований получим (4.8)

Содержание слайда: Обозначим в формуле (4.8) выражение    через ZH — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес (ZM= 275 МПа1/2 — для стальных колес); — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линии для (  прямозубых передач). Получим расчетную формулу, рекомендуемую для проверочного расчета: (4.9)

Содержание слайда: После подстановки значений Ft=2T2/d1u; d1=2 И    в формулу (4.9) и некоторых преобразований получим удобную для расчета формулу(4.10) Значение ψba определяют по формуле    После некоторых преобразований формулы (4.10) получим формулу проектировочного расчета для определения межосевого расстояния прямозубых зубчатых передач: Обозначим через вспомогательный коэффициент Ka (для прямозубых передач при KHV= 1,25, Ka= 49,5 МПа1/3).

Содержание слайда: Допускаемые контактные напряжения (МПа) при расчете рабочих поверхностей на усталостное выкрашивание рассчитываются по формуле , Где    — предел выносливости рабочих поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений NHlim, МПа (база испытаний NH0 определяется по табл.); SH  — коэффициент безопасности (SH= 1,1 при нормализации, улучшении или объемной закалке; при поверхностной закалке и цементации SH=1,2); ZR — коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев (ZR=1 0,9); KHL — коэффициент долговечности, который учитывает влияние срока службы, режима нагрузки передачи и возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.

Содержание слайда: При постоянной  нагрузке  ;    (или  ) — циклическая долговечность. При переменной нагрузке расчетная циклическая долговечность определяется по формуле: , где КНЕ — коэффициент приведения переменного режима нагружения к постоянному эквивалентному В расчетные формулы (4.10) и (4.11) входит меньшее из допускаемых напряжений, установленных для шестерни и колеса. Так как материал колеса имеет обычно меньшую твердость, чем материал шестерни, то в большинстве случаев для колеса меньше.

Содержание слайда: 4.2.7 Последовательность проектировочного расчета цилиндрической прямозубой передачи 1. Определить передаточное число u. 2. В зависимости от условий работы передачи выбрать материалы колес, назначить термическую обработку и значения твердости рабочих поверхностей зубьев (табл. 13). 3. Определить базу испытаний NHO, расчетную циклическую долговечность NH, вычислить коэффициенты и допускаемые напряжения изгиба. 4. Выбрать коэффициент длины зуба (ширины венца колеса) и рассчитать . 5. Определить межосевое расстояние из условия контактной прочности по формуле (22) и округлить его значение до стандартного. Для стандартных редукторов расчетное значение   округляют до ближайшего большего значения: 40, 50, 63, 80, 100, 125, (140), 160, (180), 200, (225), 250, (280), 315, (335), 400, (450), 500, (560), 630, (710), 800, (900), 1000 и т. д. до 25 000 (в скобках значения по 2-му ряду стандарта для aω). 6. Задать модуль из соотношения m=(0,01 0,02) и округлить его значение до ближайшего стандартного (см. табл. 3). При этом в силовых передачах желательно, чтобы модуль был не менее 1,5-2 мм.

Содержание слайда: 7. Определить суммарное число зубьев  , передачи, числа зубьев шестерни и колеса. 8. По табл. 8 выбрать коэффициенты формы зубьев YFi и YF2 для шестерни и колеса. 9. Проверить прочность зубьев по напряжениям изгиба. При неудовлетворительных результатах ( ) необходимо путем соответствующего изменения числа зубьев и модуля; при том же межосевом расстоянии добиться уменьшения напряжений изгиба, не нарушая при этом условия контактной прочности. 10. Произвести геометрический расчет передачи. 11. Определить окружную скорость колеса v и по табл. 14 назначить соответствующую степень точности зацепления.

Содержание слайда: Передачи с эвольвентным зацеплением. Наиболее полно перечисленным требованиям удовлетворяет эвольвентное зацепление, предложенное Леонардом Эйлером (1760 или 65 г.) и широко применяемое в общепромышленной и военной технике. Основные параметры эвольвентных цилиндрических зубчатых передач стандартизованы.

Содержание слайда:

Содержание слайда: