Ядерные реакторы
РБМК 1000
Математика
Курсовые
Альтернативная энергетика
ВВЭР
Информатика
Черчение

Теплоэнергетика

Реактор БН
Сопромат
Электротехника
Ядерная физика
Ядерное оружие
Графика
Карта

Курсовые и лабораторные по по сопромату

Какие неизвестные обращаются в нуль при нагружении симметричной рамы кососимметричной нагрузкой. Уменьшается ли степень статической неопределимости в случае симметрии стержневой системы. На основании какого принципа возможно применение метода сил и разложение произвольной нагрузки на симметричную и антисимметричную составляющие. Пределы применимости этого принципа. Почему при определении перемещений симметричных рам удобнее пользоваться не суммарной эпюрой моментов, а отдельно эпюрами от заданной нагрузки и единичными эпюрами от неизвестных.

Зубчатые механизмы

Возможности по преобразованию вида движения, изменению скорости, достоинства, недостатки зубчатых механизмов.

Зубчатая передача – это механизм или часть механизма, в состав которого входят зубчатые колёса.

Назначение:

передача вращательного движения между валами, которые могут иметь параллельные, пересекающиеся и скрещивающиеся оси;

преобразование вращательного движения в поступательное и наоборот (реечная передача).

Зубчатые механизмы чаще по сравнению с другими видами механизмов применяются в машиностроении, приборостроении, в технических системах. Они служат для преобразования вращательного движения ведущего звена и передачи моментов сил. При этом усилие от одного элемента к другому передаётся с помощью зубьев. Зубчатое колесо передачи с меньшим числом зубьев называется шестернёй, второе колесо с большим числом зубьев называется колесом. Колесо, к которому вращающий момент подводится извне, называется ведущим, а колесо, с которого момент снимается — ведомым. Если диаметр ведущего колеса меньше, то вращающий момент ведомого колеса увеличивается за счёт пропорционального уменьшения скорости вращения, и наоборот. Пара зубчатых колёс имеющих одинаковое число зубьев в этом случае ведущее зубчатое колесо называется шестернёй, а ведомое — колесом.

Основные достоинства зубчатых механизмов, определившие их широкое применение, - строго постоянное передаточное отношение, большая передаваемая мощность на единицу массы, компактность, долговечность, высокий к.п.д. Недостаток – сложность изготовления и высокая стоимость.

2.2 Классификация зубчатых передач; возможности, достоинства, недостатки разных видов зубчатых передач.

Классификация:

По форме профиля зубьев:

эвольвентные;

круговые (передачи Новикова);

циклоидальные.

По типу зубьев:

прямозубые (рис. 2.1, а);

косозубые (рис. 2.1, б, в);

шевронные (рис. 2.1, в);

с круговым зубом (рис. 2.1, ж).

По числу пар зацепляющихся колес:

одноступенчатые;

двухступенчатые;

многоступенчатые.

По взаимному расположению осей валов:

с параллельными осями (цилиндрические передачи с прямыми, косыми и шевронными зубьями) (рис. 2.1, а, б, в);

с пересекающимися осями (конические передачи рис. 2.1, д);

со скрещивающимися в пространстве осями (червячные рис. 2.1, з, винтовые рис. 2.1, и).

По форме начальных поверхностей:

цилиндрические;

конические;

глобоидные;

По окружной скорости колёс:

тихоходные (до 3 м/с);

среднескоростные (3 … 15 м/с);

быстроходные (свыше 15 м/с).

д е ж

 


Рис. 2.1. Виды зубчатых передач

По степени защищенности:

открытые;

закрытые.

По относительному вращению колёс и расположению зубьев:

внутреннее зацепление (вращение колёс в одном направлении) (рис. 2.1, г);

внешнее зацепление (вращение колёс в противоположном направлении).

По характеру работы:

реверсивные;

нереверсивные.

Наибольшее распространение получили передачи с эвольвентным профилем зубьев. Во-первых, эвольвентное зацепление мало чувствительно к отклонениям межосевого расстояния, не нарушается правильность зацепления. Во-вторых, профиль зубьев инструмента для нарезания эвольвентных зубчатых колес может быть прямолинейным, сравнительно простое изготовление и контроль инструмента и колес, одним инструментом можно нарезать колеса с разным числом зубьев. Траекторией точки контакта эвольвентных профилей зубьев является прямая линия.

Параметры эвольвентного зубчатого колеса:

m – модуль колеса, тёмное и светлое колёсо имеют одинаковый модуль. Самый главный параметр, стандартизирован, определяется из прочностного расчёта зубчатых передач. Чем больше нагружена передача, тем выше значение модуля. Через него выражаются все остальные параметры. Модуль измеряется в миллиметрах, вычисляется по формуле:

\mathbf{m=\frac{d}{z}=\frac{p}{\pi}}

z – число зубьев колеса

p – шаг зубьев (отмечен фиолетовым цветом)

p = s + e

d – диаметр делительной окружности (отмечена жёлтым цветом)

d = m* z

da – диаметр окружности вершин (отмечена красным цветом)

db – диаметр основной окружности - эволюты (отмечена зелёным цветом)

df – диаметр окружности впадин колеса (отмечена синим цветом)

haP+hfP – высота зуба тёмного колеса, x+haP+hfP – высота зуба светлого колеса

Рис. 2.2. Параметры эвольвентного зубчатого колеса

Реечная передача (рис. 2.1, к) – один из видов цилиндрической зубчатой передачи, радиус делительной окружности рейки равен бесконечности, применяется для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот. Винтовые и червячные передачи относятся к зубчато-винтовым передачам. Элементы этих передач скользят относительно друг друга.

Прямозубыми называются колеса (передачи), направление каждого зуба которых совпадает с образующей начальной поверхности (цилиндра или конуса). Прямозубые колёса, составляющие около 70% всех колёс (рис. 2.1, а), применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

Косозубая цилиндрическая передача является усовершенствованным вариантом прямозубой. Зубья колес в таких передачах располагаются под углом к оси вращения, а по форме образуют часть спирали. Косозубые колёса, которых более 30% среди всех цилиндрических колёс, применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.

РАСЧЕТ СТАТИЧЕСКИ НЕОПРЕДЕЛИМЫХ СИСТЕМ

НА ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ОПОР

Осадка опор вызывает дополнительные усилия, если при этом происходит смещение опор по направлениям лишних связей.

Пример 2. В качестве иллюстрационного примера рассмотрим раму, показанную на рис. 3, а. Штриховой линией показано положение рамы после того как ее правая опора сместилась по горизонтали, вертикали и, кроме того, повернулась на угол φ. На рис. 3, б показана основная система, где лишние неизвестные усилия Хi действуют по направлениям заданных перемещений опоры. Таким образом, канонические уравнения метода сил представятся в виде:

δ11Х1 + δ12Х2 + δ13Х3 = a,

δ21Х1 + δ22Х2 + δ23Х3 = –b,

 δ31Х1 + δ32Х2 + δ33Х3 = φ. (4)

Например, второе уравнение системы (4) выражает мысль, что перемещение точки А в направлении неизвестной силы Х2 от силы Х1 (δ21Х1), плюс перемещение этой же точки в направлении силы Х2 от самой же силы Х2 (δ22Х2), плюс перемещение точки в направлении силы Х2 от момента Х3 (δ23Х3) должно быть равно реальному смещению правой опоры в направлении силы Х2, то есть ΔА = –b. Знак минус в правой части второго уравнения объясняется тем, что направление силы Х2 противоположно направлению заданного смещения опоры по вертикали.

Коэффициенты δij вычисляются обычным путем. После этого из системы канонических уравнений (4) находим неизвестные усилия Х1, Х2, Х3 и строим эпюры изгибающих моментов, нормальных и поперечных сил.

Пример 3. При осадке промежуточной опоры двухпролетной неразрезной балки в ней возникнут внутренние изгибающие моменты (рис. 4).

Отбросим мысленно эту опору и заменим ее действие силой Х1. Учитывая, что балка один раз статически неопределима, запишем каноническое уравнение в виде:

δ11Х1 = –Δ1, тогда Х1 = –Δ1/ δ11, где δ11 = l3/(6EI),

 X1 = –6EI Δ1/l3.

Условия возникновения косого изгиба. Для каких сечений косой изгиб невозможен. Формула для нормального напряжения при косом изгибе. Определение нейтральной линии при косом изгибе и уравнение НЛ. Опасные точки при косом изгибе. Проверка прочности балки. Направление балки при косом изгибе. Условия совпадения направления прогиба и нагрузки балки. Нормальные напряжения при совместном действии косого изгиба и растяжения-сжатия. Случаи возникновения внецентренного растяжения-сжатия. Вычисление нормальных напряжений при внецентренном растяжении. Уравнение нейтральной линии при внецентенном растяжении-сжатии. Определение опасных точек при внецентренном растяжении-сжатии. Условие прочности.

Инженерная графика

 

Начертательная геометрия
Теория цепей
Сопромат
Лабораторные работы
Электротехника
Математика