- •Синтез электромеханического привода судовой машины и палубного механизма Методические указания
- •7.100301 «Судовождение на морских и внутренних водных путях»,
- •7.100302 «Эксплуатация судовых энергетических установок»
- •Севастополь
- •Содержание Введение.………………….……………… …………………………………………….4
- •1.Привод машины. Характеристика его элементов и параметры эксплуатации....…5
- •Библиографический список……………………………………………………….….166
- •Введение
- •1. Привод машины, характеристика его элементов и параметры эксплуатации
- •1.1. Состав привода машины и характеристика его элементов
- •1.2 Характеристики нагружения
- •1.3 Режимы нагружения
- •2. Механизмы передачи вращательного движения
- •2.1. Синтез механизмов передачи вращательного движения
- •Передаточное отношения для таких механизмов равно
- •2.2. Синтез зубчатых передач с эвольвентным профилем
- •Любая точка на эвольвенте окружности характеризуется радиусом r и углом , которые равны:
- •Исходного контура
- •2.3. Основы расчета элементов механических передач на прочность
- •2.3.1. Силы, действующие в зацеплении
- •2.3.2. Напряжения в зацеплении
- •2.4. Материалы элементов передач
- •2.5. Особенности планетарных и волновых передач
- •2.5.1. Планетарные передачи
- •2.5.2. Волновые передачи
- •Где 1, 1,…,k-1 – коэффициенты полезного действия на каждой ступени, которые учитывают потери на передаче и опорах.
- •3. Расчет элементов привода
- •4. Расчет элементов редуктора
- •Продолжение таблицы 4.1
- •4.2 Передача цилиндрическая
- •Продолжение таблицы 4.2.3
- •При циклическом нагружении
- •Передачи с эвольвентным профилем зуба
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.5
- •Продолжение таблицы 4.2.9
- •Продолжение таблицы 4.2.9
- •Напряжений
- •4.3. Передача планетарная с цилиндрическими колесами *)
- •Продолжение таблицы 4.3.3
- •При циклическом нагружении
- •Продолжение таблицы 4.3.4
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продожение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •Продолжение таблицы 4.3.5
- •*)При расчете зубчатым колесам помимо принятых буквенных обозначений присваются индексы 1 и 2 соответственно меньшему и большему элементу сцепляющейся пары (рисунок а.15, таблица а.54);
- •Продолжение таблицы 4.3.8
- •Продолжение таблицы 4.3.8
- •Продолжение таблицы 4.3.8
- •4.4. Передача волновая
- •*Предлагаемая методика расчета ориентирована:
- •1) Материал колес по таблице а.61
- •2) Нарезание зубьев гибкого колеса производиться в недеформированном состоянии червячной фрезой, а жесткого колеса – долбяком с эвольвентным профилем по стандартному исходному контуру
- •Продолжение таблицы 4.4.3
- •Продолжение таблицы 4.4.3
- •Продолжение таблицы 4.4.3
- •Продолжение таблицы 4.4.3
- •4.5. Передача коническая
- •Продолжение таблицы 4.5.3
- •При циклическом нагружении
- •Передачи с прямыми зубьями эвольвентного профиля
- •Продолжение таблицы 4.5.6
- •Продолжение таблицы 4.5.10
- •Продолжение таблицы 4.5.10
- •4.6. Передача червячная с цилиндрическим червяком
- •Цилиндрическим червяком
- •Продолжение таблицы 4.6.4
- •Продолжение таблицы 4.6.8
- •4.7. Передача ременная
- •4.8. Передача цепная
- •4.9. Валы, их опоры и соединения
- •Продолжение таблицы 4.9.1
- •Продолжение таблицы 4.9.1
- •Продолжение таблицы 4.9.1
- •Продолжение таблицы 4.9.1
- •Продолжение таблицы 4.9.1
- •4.10. Расчет элементов передачи и корпуса редуктора
- •5. Мероприятия по эксплуатации
- •Библиографический список
- •Приложение а Справочные данные
- •Продолжение таблицы а.8
- •Продолжение таблицы а.8
- •Характеристики и геометрические параметры (рисунок 2.14)
- •Распределения нагрузки по ширине венца колес цилиндрической передачи
- •Продолжение таблицы а.44
- •Продолжение таблицы а.52
- •Продолжение таблицы а.52
- •Волновых передач
- •Качения в зависимости от надежности
- •Точности в (из гост 15521 – 70), мм
- •Приложение б Примеры выполнения чертежей
- •Продолжение рисунка б.6
- •Приложение в Виды и система условных обозначений подшипников качения
2.3.2. Напряжения в зацеплении
Контактное напряжение Н , МПа в полюсе зацепления равно
Н =Н0(КН)1/2, (2.85)
где Н0 – контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок, МПа;
КН – коэффициент нагрузки.
Величину контактного напряжения Н0, Мпа, в зависимости от окружного усилия Ft, Н на делительном цилиндре в торцовом сечении, делительного диаметра d1 ведущего элемента, рабочей ширины bw венца контактирующих элементов и передаточного числа устанавливают по следующей зависимости
Н0=ZEZHZZ[Ft(u+1)/(bwd1u)]1/2, (2.86)
где ZE – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес
ZЕ ={Eпр/[(1– 2)]}1/2 ; (2.87)
ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (влияние радиусов кривизны боковых поверхностей и переход от окружной силы на делительном диаметре на начальном цилиндре, который равен
Z Н =(2cos b /sinw)1/2 ; (2.88)
Z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Z =(1/)1/2; (2.89)
Z –коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Коэффициент нагрузки КН равен
КН = КА КНv КН КН, (2.90)
где КА – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; КНv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку; КН – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; КН – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Допускаемое контактное напряжение НР, Мпа, не вызывающее опасной контактной усталости материала при минимальном запасе прочности SHmin, равно
НР =Нlim ZLZRZvZwZX/SHmin, (2.91)
где Нlim – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий
эквивалентному числу циклов напряжений, МПа; ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала; ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев; Zv– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; Zw – коэффициент, учитывающий влияние перепада твердостей материалов сопряженных поверхностей зубьев; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Предел контактной выносливости Нlim , МПа, рассчитывают по формуле
Нlim=Нlimb ZN, (2.92)
где Нlimb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; ZN – коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности ZN равен
ZN =(NHlim/NК)1/q, (2.93)
где NHlim – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости при контактных напряжениях; NК – суммарное число циклов напряжений за весь срок службы (при использовании метода эквивалентных циклов вместо NК подставляют NНЕ); q – показатель степени кривой выносливости при контактных напряжениях.
Напряжение изгиба F , МПа в опасном сечении на переходной поверхности контактирующих элементов в зависимости от окружной силы Ft, Н на делительном диаметре (в торцовом сечении), ширины bw венца зубчатого колеса и нормального модуля mn устанавливают по следующей формуле
F = FtK FYFSYY/(bwmn), (2.94)
где YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
(зависит от количества зубьев на колесе и величины смещения инструмента
при нарезании зуба); Y – коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба; Y – коэффициент, учитывающий влияния перекрытия зубьев; K F – коэффициент нагрузки.
Коэффициент нагрузки равен
K F = КА КFv КF КF, (2.95)
где КА – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;
КFv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку;
КF – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
КF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Допускаемое напряжение изгиба FР, Мпа, на переходной поверхности, не вызывающее усталостного разрушения материала при минимальном коэффициенте запаса прочности SFmin равно
FР =FlimbYNYRYXY/SFmin, (2.96)
где Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;
YN – коэффициент долговечности;
YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности;
YX – коэффициент, учитывающий размер колеса;
Y –коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений и градиенту напряжений (опорный коэффициент).
Предел выносливости зубьев при изгибе Flimb (МПа) равен
Flimb =0FlimbК, (2.97)
где 0Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому
числу циклов напряжений, МПа; К – коэффициент, учитывающий технологию изготовления, способ получения заготовки, влияние шлифования, деформационного упрочнения и реверсивность (при одностороннем приложении нагрузки К1).
Коэффициент долговечности YN равен
YN =(NFlim/NК)1/q, (2.98)
где NFHlim – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости материала при изгибе; NК – суммарное число циклов напряжений за весь срок службы (при использовании метода эквивалентных циклов вместо NК подставляют NFЕ); q – показатель степени кривой выносливости при изгибе.