- •Лекція №1
- •1.2. Види навантажень на деталі
- •1.3.Розрахунок деталей на міцність по допустимих коефіцієнтах запасу
- •1.4. З’єднання дм
- •1.5.Рознімні з’єднання деталей машин
- •1.6. Види різьб
- •2.1Маркування різьб
- •2.2 Основи розрахунку різьбових з’єднань на міцність
- •2.3 Залежність між крутним моментом, прикладеним до гайки, та осьвою силою гвинта.
- •3.1 Розрахунок на міцність різьбових деталей при статичних навантаженнях
- •3.1.1. Деталь навантажена тільки осьовою силою без попереднього та подальшого затягання.
- •3.1.2. Деталь навантажена осьовою силою та крутним моментом.
- •3.1.3.Болтове з’єднання навантажено силами, що зсувають деталі в стику
- •3.1.4.Різьбова деталь навантажена осьовою силою та згинальним моментом
- •3.1.5 Розрахунок болтів клемового з’єднання
- •Лекція №4
- •4.1 Розрахунок групи болтів, попередньо затягнутих і навантажених постійною зовнішньою осьовою силою
- •4.2 Передачі гвинт-гайка
- •Лекція №5 Шпонкові з’єднання
- •5.1 Ненапружені шпонкові з’єднання
- •5.2 Розрахунок на міцність
- •Лекція №6
- •6.1 Напружені шпонкові з’єднання
- •6.2. Шліцеві з’єднання (зубчасті)
- •Розрахунок на міцність
- •6.3 Профільні (безшпонкові) з’єднання
- •6.4 Штифтові з’єднання
- •6.5. Клинові з’єднання
- •6.6 Нерознімні з’єднання
- •7.1 Заклепкові з’єднання
- •7.2 Види пошкоджень і основи розрахунку на міцність
- •7.3 Зварні з’єднання
- •8.1 Зварні з’єднання у стик
- •8.2 Розрахунок на міцність
- •8.3 Зварні з’єднання внапусток
- •8.4 Розрахунок на міцність
- •8.5 З’єднання впритул
- •2) З’єднання по рис.8 (площина дії моменту перпендикулярна площині стикові з’єднуваних елементів конструкції) може бути виконане з кутовими швами. В цьому випадку: дотичне max напруження
- •Переваги й недоліки зварних з’єднань.
- •Лекція №9
- •9.1 З’єднання деталей з натягом
- •9.2 Циліндричні з’єднання з натягом
- •9.3 Способи збирання з’єднань з натягом
- •9.4 Основи розрахунку на міцність
- •Розділ II передачі приводів Лекція №10
- •10.1 Функції передач
- •10.2 Класифікація механічних передач
- •10.3 Основні силові й кінематичні залежності механічних передач
- •Лекція №11
- •11.1 Фрикційні передачі і варіатори
- •11.2 Лобовий варіатор швидкості
- •11.3 Основні кінематичні залежності
- •11.4 Основи розрахунку на міцність
- •12.1 Зубчасті передачі
- •12.1 Переваги й недоліки зубчастих передач, область застосування
- •12.2 Види руйнування зубців
- •12.3 Способи зміцнення робочих поверхонь
- •Термічні способи
- •Хіміко - термічні способи
- •12.4 Розрахунок на міцність циліндричних коліс евольвентного зачеплення
- •13.1 Розрахунок зубців на витривалість при згині (прямозубі циліндричні евольвентні колеса)
- •13.2 Проектний розрахунок
- •Лекція№14
- •14.1 Визначення допустимих напружень на згин [σF]
- •14.2 Специфіка геометрії, роботи та розрахунку косозубих циліндричних коліс
- •14.3 Особливості розрахунку зубців циліндричних зубчатих коліс на міцність
- •14.4 Розрахунок на витривалість при згині
- •Лекція №15
- •15.1.Особливості розрахунку на контактну витривалість
- •15.2 Конічні зубчасті передачі
- •15.3 Основні геометричні й кінематичні параметри
- •Лекція №16
- •16.1 Оцінка та область застосування конічних зубчастих передач
- •16.2 Основи розрахунку на міцність
- •16.3 Розрахунок конічних зубчастих коліс на контактну міцність
- •17.1 Черв’ячні передачі
- •17.2 Класифікація черв’ячних передач
- •17.3 Види червя’ків
- •17.4 Зусилля в полюсі зачеплення черв’ячних передач
- •18.1 Розрахунок по напруженнях згину
- •18.2 Розрахунок на контактну міцність
- •18.3 Визначення допустимих напружень
- •18.4 Тепловий розрахунок черв’ячних передач
- •19.2 Передаточне відношення
- •19.3 Зусилля в зачепленнях
- •19.4 Специфіка розрахунку на міцність
- •19.5 Оцінка та область застосування
- •19.6 Хвильові механічні передачі (хмп)
- •19.7 Геометричні і кінематичні параметри коліс
- •20.2 Основи розрахунку на міцність
- •21.2 Передачі з гнучкими ланками Загальна кінематична схема
- •21.3 Види шківів
- •21.4 Схеми пасових передач
- •Кінематичні й геометричні параметри пасових передач
- •21.6 Напруження в пасах ( на прикладі плоскопасової передачі)
- •22.2 Розрахунок плоских пасів
- •22.3 Особливості розрахунку клинопасових передач
- •22.4 Розрахунок пасів на довговічність
- •22.4 Переваги й недоліки пасових передач, область застосування
- •23.2 Умови роботи та матеріли елементів ланцюгових передач
- •23.3 Основні геометричні і кінематичні параметри
- •23.4 Критерії роботоздатності та основи розрахунку на міцність
- •Лекція №24
- •24.1 Вали та осі
- •24.2 Розрахунки валів та осей
- •Послідовність розрахунку
- •24.4 Розрахунок вала на витривалість (втомлюваність матеріалу)
- •24.5 Розрахунок валів на жорсткість
- •25.1 Опорні ділянки валів та осей
- •25.2 Опори ковзання
- •25.3 Матеріали вкладишів
- •25.4 Розрахунок підшипників напівсухого
- •25.5 Розрахунок
- •25.6 Область застосування підшипників ковзання
- •26.2 Класифікація пк
- •26.3 Критерії роботоздатності та матеріали
- •26.4 Підбір стандартних пк
- •26.5 Визначення динамічної вантажопідйомності пк
- •26.6 Специфіка підбору радіально-упорних підшипників
- •Переваги, недоліки, область застосування
- •27.1 Муфти приводів
- •27.2 Класифікація муфт
- •I клас, I група
- •I клас, III группа:
- •II клас, iIгрупа
- •III клас (самокеровані):
- •27.3 Критерії роботоспроможності і основи розрахунку на міцність
21.6 Напруження в пасах ( на прикладі плоскопасової передачі)
Найбільші напруження виникають в ведучій вітці паса. При цьому виникає сумарне напруження, величина якого пов’язана з рядом факторів, тобто поодиноких напружень, всі вони по природі одного виду - нормальні напруження, отже:
σmax =σ1+σv+σзг (21.6.1)
де σ1- напруження розтягу, від натягання вітки паса під час роботи передачі; σv- напруження розтягу від відцентрової сили, σзг- напруження згину паса.
σ1= F1/вδ (21.6.2)
де в- ширина паса, δ- товщина паса;
F1=F0+Ft/2 (21.6.3)
σ1= F0/b ·δ+Ft/2 b·δ = σ0+ σt/2 (21.6.4)
де σ0- напруження розтягу паса від попереднього натягання, σt- напруження розтягу паса від колової сили.
σv=Fv/ b·δ (21.6.5)
де Fv - натягнення паса від відцентрової сили, враховується тільки при лінійних швидкостях паса Vn>25м/с.
Напруження згину визначається згідно з законом Гука:
σзг=ε·Е (21.6.6)
де ε- відносне видовження зовнішніх волокон паса при згині; Е- модуль пружності паса. При чистому згині, ε=y/r, (7), де y - відстань від крайніх волокон паса до нейтрального шару,
r- радіус кривизни нейтрального шару паса
Рис.7
З рис. 7 у= δ/2; r≈ Д/2; тоді ε=δ/Д. Таким чином
σзг= (21.6.7)
В рівнянні (21.6.8) підставляємо діаметр Д1, бо він менший від Д2 і згин паса на ньому буде більший. Як бачимо з рівняння (21.6.7),величина напруження згину в значній мірі залежить від товщини паса та діаметра ведучого шківа при одному й тому ж матеріалі паса. Тобто чим товще пас, тим більше σзг і втомлюваність. Фізична суперечність, коли до одного і того ж елемента виникають суперечливі вимоги.
Лекція №22 22.1 Розрахунок пасів
Є два види розрахунку пасів:
- розрахунок по тяговій спроможності паса;
- розрахунок паса на довговічність.
Як бачимо, не існує чистого розрахунку паса на міцність. Справа в тому, що роботоздатність паса - найважливіша його характеристика, а вона залежить не тільки від статичної міцності паса як конструкції, але й від пружних якостей паса, умов роботи.
Пас, розрахований на міцність з урахуванням максимальних напружень, при роботі може виявитись недовантаженим з точки зору запасу сил тертя, або навпаки - перевантаженим, і буде пробуксовувати. Якщо ж пас буде розрахований по тяговій спроможності, буде задовольняти разом з тим і умови міцності. Мета такого розрахунку - створити конструкцію, де було б раціонально використано зусилля попереднього натягання паса F0.
Тягова спроможність паса оцінюється коефіцієнтом φ=F1-F2/ F1+F2=Ft/2F0. По суті φ - це відносне навантаження пасової передачі, вона показує, яка частка зусилля попереднього натягнення паса F0 використовується для створення корисного зусилля Ft.
Коефіцієнти тягової спроможності паса визначається експериментально (випробовувальний стенд). При цьому для паса з певного матеріалу будуються експериментальні криві ковзання: при сталому значенні F0 ступінчасто підвищують Ft (збільшують потужність) і вимірюють значення пружного ковзання εк.
По результатах експерименту будують криву ковзання (рис. 8).
Рис.8
В зоні пружного ковзання паса він працює в межах закону Гука. Тобто розтягається прямо пропорційно зусиллям натягу. Як видно з рис. 8, раціонально навантажений пас (і раціональна його робота) буде при φкр - критичне значення коефіцієнту тягової спроможності паса ( максимальне значення К.К.Д.)
За точкою,що відповідає φкр, починається на кривій ковзання зона часткового буксування, а ще далі, де крива асимптотично наближається до вертикалі, настає повне буксування.
Отже, раціонально експлуатувати пасову передачу треба саме близько точки φкр.
Експериментально встановлено, що для плоскопасової передачі (залежно від матеріалу паса) φкр=0,4...0,6,
Для клинопасової передачі φкр=0,7...0,9.
Але ці значення φкр справедливі тільки для умов, ідентичних тим, що на випробовувальному стенді.
Розрахунок по тяговій спроможності плоских і клинових пасів ведеться по різному.