Технические средства и приемы выполнения графических работ

Проекции точки. Комплексный чертеж

Прямоугольные координаты точек

Три основные плоскости проекций 1_|_П2 _|_ П3) могут рассматриваться и как координатные плоскости. Тогда оси проекций становятся координатными осями: осью абсцисс х, П13 —осью координат у,П23 —осью аппликат z.

Начало координат (точка О) располагается в точке пересечения осей координат (рис. 68, а).

Чтобы отнести точку А к натуральной системе координат Oxyz, надо построить ортогональную проекцию точки А на плоскости хОу. Затем проекцию А1 ортогонально проецировать на ось х в точку Ах. Тогда получим пространственную координатную ломаную АА1АХО, отрезки которой параллельны осям координат и соответственно называются: ОАХ — отрезком абсциссы; АХ А1 — отрезком ординат; А1А — отрезком аппликаты.

Измерив координатные отрезки единицей длины l, получим три отвлеченных числа — три координаты точки А:

х = OAX абсцисса; у = AxA1— ордината; z = AA1 — аппликата.

Если точка задана своими координатами А (х, у, z), то можно построить ее комплексный чертеж, задав соответствующую единицу длины l (например, l = 1 мм). Абсцисса точки определяет положение

Рис. 68

вертикальной линии связи (рис. 68, б). Горизонтальная проекция точки определяется величиной ординаты, а фронтальная — величиной аппликаты.

КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ  ЗАКРЫТЫХ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ.

 Основные критерии работоспособности зубьев:

контактная прочность (контактная выносливость)-это способность контактирующих поверхностей зубьев воспринимать действия переменных напряжений без появления усталостного выкрашивания зубьев.

прочность при изгибе (выносливость при изгибе)- способность зубьев воспринимать действия переменных напряжений без усталостной поломки зубьев.

Усталостное выкрашивание зубьев предупреждают  расчетом на усталостную прочность по контактирующим напряжениям.

Усталостную поломку зубьев предупреждают расчетом на прочность по напряжениям изгиба.

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ.

Контакт зубьев рассматривают в полюсе зацепления Р как контакт двух цилиндров с радиусами ρ1 и ρ2, равными радиусами кривизны эвольвенты в полюсе зацепления.

Наибольшее контактное напряжение в зоне зацепления при линейном контакте определяют по формуле Герца. Для стальных колес с коэффициентом Пуассона θ =0.3 имеет вид: σн = 0.418√qЕпр/Рпр q – нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий.

Епр – приведенный модуль упругости материала колес

Рпр – приведенный радиус кривизны зубьев

Вводя в эту формулу коэффициенты, учитывающие:

- геометрические передачи;

- свойства материала колес;

- неравномерность и динамичность нагрузки;

получают формулу для определения главного параметра зубчатой передачи – межосевого расстояния аw.

 аw = Ка(U+1)³√KнТ1/ψbaU[σ]²н 

Кн – коэффициент нагрузки (учитывает условия нагружения)

Т1 – вращающий момент на шестерне, Н·м

[σ]н – допуск контактных напряжений, Н/мм²

ψbа – коэффициент ширины венца колеса

Ка – коэффициент межосевого расстояния, (Н/мм²)⅓

Эту формулу используют для проектировочного расчета закрытых цилиндрических передач со стальными колесами.

После уточнения межосевого расстояния по ГОСТ выполняют проверочный расчет передачи:

σн = Zσ /aw√KнT1(U+1)³/b2U ≤ [σ]н 

Zσ – коэффициент различный для косозубых и прямозубых передач

b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм

Величину [σ]н определяют по пределу контактной выносливости [σ]нlim с учетом влияния на контактную прочность:

- ресурса передачи;

- шероховатости поверхности зубьев;

- быстроходности передачи;

- запаса прочности.

Контактная прочность зубьев зависит от материала колес и габаритных размеров передачи и не зависит от модуля или числа зубьев в отдельности!!!!

Для обеспечения контактной прочности при определенном межосевом расстоянии модуль и число зубьев могут иметь различные значения с соблюдением условия: 

  m(Z1+Z2)/2 = aw

Расчет зубчатых передач на прочность при изгибе проводят на проверочный. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой Fn, Fn = Ft/cosα. Силу Fn переносят по линии зацепления до оси зуба и полученную точку О принимают за вершину параболы, которая определяет контур балки ровного сопротивления изгибу. Точки А и В касания ветвей параболы и профиля зуба определяют положение опасного сечения. При определении нормального напряжения а опасном сечении используют формулы сопротивления материалов с учетом концентрации напряжений. вызванной особой формой зубьев.

Условия прочности по напряжениям изгиба:

σF =( KFFt/bm)YFS ≤[σ]F

KF – коэффициент нагрузки

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ]F – допускаемые напряжения изгиба

Величину [σ]F определяют по пределу выносливости при изгибе [σ]Flim с учетом влияния на прочность:

- ресурса передачи;

- шероховатость поверхности впадин между зубьями;

- реверсивности передачи и запаса прочности.

Расчет на прочность конических и червячных передач.

Исходные положения для расчета на прочность конических и червячных передач аналогичны применяемых при расчетах цилиндрических передач. Для червячной передачи дополнительно проводят тепловой расчет, т.к их работа сопровождается выделением большого количества теплоты. При недостаточном отводе тепла смазочные свойства масла ухудшаются, возникает опасность заедания и преждевременного выхода передачи из строя.

 

После изображения всех элементов обвести рисунок и нанести светотень с помощью штриховки. Светотень - это распределение света и тени на поверхности детали. На телах вращения наблюдается плавный переход от света к тени, для многогранников характерны резкие изменения света и тени.
Инженерная графика и машиностроительное черчение