Метод сечений. Напряжение. Растяжение, сжатие. Расчет на прочность.

Метод сечений. Напряжение. Растяжение, сжатие. Расчет на прочность.

-Нагрузки, приложенные к одной какой-нибудь части тела, от точки к точке передаются остальным частям тела. Силы взаимодействия между частями тела, вызванные нагрузками, называются внутренними силами. Пусть на тело АВ действует уравновешенная система сил (рис. 2.1). Через это тело мысленно проводится плоское сечение «F», которое делит тело на части A и B. В каждом таком сечении будут действовать внутренние силы, характеризующие взаимодействие частей A и B тела. Отбросим одну часть тела, например B, и заменим ее действие на оставшуюся часть силами, распределенными по сечению F. приведем внутренние силы, распределенные по сечению к главному вектору и главному моменту в центре тяжести сечения. Их можно разложить на компоненты вдоль осей координат. Следовательно, в общем случае внутренние силы могут иметь шесть компонентов - Rx, Ry, Rz, Mx, My, Mz (рис. 2.1). Величина компонентов внутренних сил может быть найдена из шести условий равновесия оставленной части тела:

Rx соответствует растяжение или сжатие, Ry и Rz - сдвиг в направлении осей y и z, Mx - кручение, My и Mz - изгиб относительно осей y и z.

-Мерой интенсивности внутренних сил, распределенных по сечениям, служат напряжения – усилия, приходящиеся на единицу площади сечения.

Удельная нагрузка P=R/A

Нормальная удельная нагрузка , касательное напряжение

[Н/мм²] - [МПа] или [Н/м²] - [Па]

Растяжением (сжатием) называется такой вид нагружения бруса, при котором из шести составляющих главного вектора и главного момента внутренних сил от нуля отличается только продольная сила.

Механические свойства конструктивных материалов. Диаграмма растяжения. Пределы текучести и прочности.

Сведения о механических характеристиках материалов получают экспериментами, в основном на растяжение, иногда на сжатие. Испытания на растяжение позволяют судить о поведении материала при других видах деформации: сжатии, сдвиге (срезе), кручении и изгибе.

Образцы испытываются до разрыва на специальных разрывных машинах, позволяющих контролировать взаимосвязь силы и удлинения. Затем пересчитывают в координаты σ, ε для исключения модуля.

l≈ 10d

Диаграмма растяжения (для стали):

ОА: удлинение по закону Гука, σ _п – напряжение пропорциональности

σ _у – предел упругости (обычно σ _п и σ _у не различают)

CD: металл “течет“, σ _т – предел текучести. При снятии нагрузки остается остаточная деформация.

σ _в – предел прочности, при котором разрывается образец, в точке Е деформация максимаьлна.

Пределом текучести σ _т называется напряжение, при котором происходит рост пластических деформаций материала без заметного увеличения нагрузки.

Пределом прочности или временным сопротивлением σ _в называют отношение максимальной силы, которую способен выдержать образец, к первоначальной площади его поперечного сечения.

3. Кручение. Эпюры крутящих моментов. Расчет на прочность при кручении вала, определение диаметра вала.

Условие прочности вала при совместном действии крутящего и изгибающего моментов. Определение диаметра вала по теории наибольших касательных напряжений, по энергетической теории.

Изгиб с кручением:

На изгиб с кручением работают все валы. Вал находится в сложном напряжённом состоянии от внешних нагрузок М_изг и Т_кр

По теории наибольших касательных напряжений можно определить эквивалентное напряжение:

σ _экв=√ (σ ²+4τ ²)

По энергетической теории прочности:

σ _экв=√ (σ ²+3τ ²)

Условие прочности:

σ _экв= ≤ [σ _экв], где Мэкв=√ (М²+Т²) – по теории наибольших касательных напряжений

Мэкв=√ (М²+0.75Т²) – по энергетической теории

Внешний изгибающий момент действует на вал в 2 плоскостях: в вертикальной и горизонтальной.

Диаметр вала по теории наибольших касательных напряжений:

Т.к. Wx= d³≈ 0.1d³, то dвала ≥ или dвала ≥

Закон Гука.

Он установил связь между напряжением, растяжением и продольной деформацией. где Е – коэффициент пропорциональности (модуль упругости материала).

Модуль упругости характеризует жёсткость материала, т.е. способность сопротивляться деформациям.

ТММ:

Планетарные передачи. Устройство. Кинематический расчет. Теорема Виллиса.

Механизмы, в составе которых имеется хотя бы одно колесо с перемещающейся в пространстве осью вращения, называются планетарными. Различают три вида таких механизмов:
1)простые, 2)дифференциальные, 3) замкнутые дифференциальные.

Рассмотрим один из простейших дифференциальных механизмов (рис.2.10).Звенья 1 и 3 – центральные колеса, 2 – сателлит, Н –водило. Водило Н и соосные с ним центральные колеса 1 и 3 называются основными звеньями.

Получим формулу, связывающую угловые скорости звеньев в дифференциальном механизме. Используем метод обращения движения. Сообщаем всем звеньям механизма дополнительную угловую скорость, равную угловой скорости водила Н, но противоположно направленную, т.е. ( ). При этом относительное движение звеньев не изменится, а угловые скорости в обращенном движении будут следующими:

Таким образом, так как то дифференциальный механизм превратился в зубчатый механизм с неподвижными осями. Для такого обращенного механизма

(2.6)

где - передаточное отношение обращенного механизма, определяемое через число зубьев колес:

Полученное выражение(2.6) называется формулой Виллиса. В общем случае формула Виллиса имеет вид

Если в дифференциальном механизме одно из центральных колес сделать неподвижным, то получится планетарный механизм (рис. 2.11).

Так как то из формулы

получим:

(2.7)

Выражение(2.7) называется формулой Виллиса для планетарных механизмов. В общем случае она имеет вид

(2.8)

где индекс в соответствует неподвижному центральному колесу.

Планетарные механизмы часто называются планетарными передачами. Они позволяют получать большие передаточные отношения при малых габаритах.

Детали машин

Соединения

1.1.1.Резьбовые соединения.

Резьбовые соединения относятся к разъёмным и выполняются посредством сверления в соединяемых деталях, в которые вставляются резьбовые крепёжные детали: болты, винты или шпильки. На выступающие концы болтов и шпилек навинчиваются гайки, затяжка которых обеспечивает соединение. При использовании винтов или шпилек в отверстиях одной из соединяемых деталей нарезается резьба.

К видам крепёжных резьб относятся цилиндрическая метрическая, трубная цилиндрическая, коническая метрическая, коническая дюймовая с углом профиля 60 и трубная коническая.

Резьба характеризуется следующими параметрами:

диаметрами (наружным – d, D; средним - d₂, D₂; внутренним – d₁, D₁; d₃ – внутренний диаметр болта по дну впадины)

углом профиля в осевом сечении б, шагом P(расстояние между одноименными сторонами двух смежных профилей), числом заходов n (крепёжные резьбы однозаходные) и углом подъёма по среднему диаметру .

-связь угла подъема с шагом, числом заходов и средним диаметром.

По форме профиля крепежные резьбы бывают треугольные и круглые; резьбы винтовых механизмов (ходовые резьбы) - трапецеидальные, упорные, прямоугольные.

Материалы резьбовых соединений выбирают в зависимости от условий работы (температура, среда) и характера нагрузки ( статическая, переменная), способа изготовления (литьё, штамповка, точение) и объема производства(единичное, массовое). Для стандартных крепёжных изделей общего назначения используются низко- и среднеуглеродистые стали обыкновенного качества. Для высоконагруженных соединений, работающих при переменных и ударных нагрузках, повышенных температурах и агрессивных средах, применяются качественные конструкционные и легированные стали.

Прочность резьбовых соединений зависит от материала. Существует 12 классов прочности для винтов и 7 классов прочности для гаек, изготавливаемых из одинаковых сталей.

Класс прочности болтов обозначен двумя числами. Первое число, умноженное на 100, определяет (МПа), а второе, деленное на 10, соответствует соотношению . Обозначение болта:

Класс прочности гаек обозначен числом, которое при умножении на 100 дает значение напряжения от испытательной нагрузки (МПа). Обозначение гайки:

Шпоночные соединения.

Шпоночные соединения относят к соединениям вал-втулка, которые нагружаются вращательным моментом. Под втулкой понимают ступицы таких деталей, как шкивов, зубчатых колес, звездочек, полумуфт и т. д. Шпоночные соединения - это разъемные соединения, позволяющие повторную сборку и разборку. Достоинствами шпоночных соединений являются простота конструкций, сравнительная легкость сборки и разборки. Недостатки – ослабление вала и втулки, а также необходимость подгонки элементов.ъ

Наибольшее распространение получили ненапряженные шпоночные соединения, в которых окружное усилие воспринимается боковыми поверхностями шпонок (рис. 27 а, б, в).

Рис. 27

Призматические шпонки (а, б) плотно устанавливаются в фрезерованный для них на валу паз (а - для пальцевой фрезы, б - для дисковой). Сегментные шпонки Вудруфа (б) отличаются простотой изготовления (шлифовка штампованных полудисков на магнитном столе). Для них применяются специальные дисковые фрезы.

В напряженных - клиновых шпоночных соединениях, осуществляется радиальный натяг за счет клинообразной формы шпонки, который воспринимает значительную часть окружного усилия. Однако эти шпоночные соединения создают смещение ступицы относительно оси вала, следствием чего является дисбаланс вращающихся деталей. Поэтому такие шпонки в настоящее время применяются сравнительно редко, а в точном машиностроении совершенно не используются.

Призматические и сегментные шпонки стандартизованы и подбираются по таблицам ГОСТ в зависимости от диаметра вала. Длина шпонок рассчитывается. Материал шпонок

Ст. 45, Ст. 50, для призматических шпонок - чистотянутая по профилю. Как правило, применяют лишь одну шпонку вследствие трудности пригонки нескольких (не более двух).

Рис.26Призматическая шпонка

При расчете призматических шпонок принимают, что момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на боковых гранях возникают напряжения смятия, А в продольном сечении шпонки - напряжения среза.

Для простоты расчета допускают, что шпонка врезана в вал на половину своей высоты h, напряжения смятия σ распределяются равномерно по всей высоте и длине шпонки, а если их несколько, то равномерно на все шпонки,

Размеры h и b шпонок, и пазов в ГОСТах подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому соединения призматическими шпонками проверяют по условию прочности смятия: σ = , (56) l = , (57где Т - передаваемый крутящий момент, Н·мм,

d – диаметр вала, мм;

k - рабочая высота, мм, k=0, 4h;

l -рабочая длина шпонки, мм.

Для шпонок с округленными торцами: l =l – b ,

где l - общая длина шпонки, мм.

Общая длина шпонки с прямыми торцами принимается:

l =l - (3…5) мм,

где l - длина ступицы, мм. Условия прочности шпонки на срез определяют по формулам: τ = [ τ ]; l = .

Фрикционные передачи

Передачи, работа которых основана на использовании сил трения, возникающих между рабочими поверхностями двух прижатых друг к другу тел вращения, называют фрикционными передачами. Фрикционным передачи с постоянным передаточным отношением используют в основном в кинематических цепях приборов. Для нормальной работы передачи необходимо, чтобы сила трения была больше окружной силы , определяющей заданный вращающий моменты: . Нарушение условия приводит к быстрому изнашиванию катков. Сила трения - , где -сила прижатия катков; f-коэффициент трения. Окружная сила- , где , - соответственно вращающий момент на ведомом катке и его диаметр.

В зависимости от назначения фрикционные передачи можно разделить на 2 группы: передачи с нерегулируемым передаточным отношением; регулируемые передачи, называемые вариаторами.

Передаточное отношение: влияние упругого и геометрического скольжения на передаточное отношение учитывают коэффициентом скольжения , принимаемым на основании экспериментов равным 0, 01…0, 05. Передаточное отношение фрикционных передач с катками любой формы . Достоинством фрикционных передач относят простоту формы тел качения, плавность их движения, бесшумность работы. Недостатки: значительные нагрузки на валы и опоры, непостоянство передаточного отношения вследствие проскальзывания.

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

2.3.1 Общие сведения. Цепи. Материалы

Цепными называют передачи с помощью цепей. Передача состоит обычно из ведущей 1 и ведомой 2 звездочек, связанных между собой приводной цепью (3) (в машиностроении применяют также грузовые и тяговые цепи) (рис. 4.1).

Цепные передачи используют в качестве понижающих или повышающих для передачи вращения между параллельными валами. Передава-

емая мощность обычно не превышает 100 кВт, межосевое расстояние до 6-8 м.

Цепные передачи в сравнении с ременными имеют значительно меньшие габариты и нагрузки на валы, более высокий КПД ( = 0.96-0.98), в них исключено окружное проскальзывание цепи по звездочке.

Недостатки передачи: " вытягивание" цепей (увеличение шага цепей вследствие износа шарниров) и, как следствие, необходимость применения натяжных устройств, необходимость ухода при эксплуатации (смазка, регулирование), шум, неравномерность хода.

Роликовая цепь состоит из последовательно чередующихся внутренних 1 и внешних 2 звеньев, которые шарнирно соединены между собой. Каждое звено выполнено из двух пластин, напрессованных на втулки 3 (у внутренних звеньев) или оси 4 (у наружных звеньев). Втулки и оси образуют шарниры, которые обеспечивают '" гибкость" цепи. Для уменьшения износа зубьев звездочек на втулку перед сборкой звена надевают ролик 5, свободно вращающийся на ней (рис. 4.2).

Основным параметром приводных цепей является шаг t – расстояние между осями двух смежных роликов наружного или внутреннего звена, от которого зависит несущая способность цепи. Основные размеры и характеристики цепей зависят от шага.

Материалы. Пластины (2, 1) цепей изготовляют из среднеуглеродистых и легированных сталей 45, 50, 40Х, 40ХН и др. и затем закаливают до твердости не менее 32 HRC. Оси, втулки и ролики (4, 3, 5) обычно изготовляют из сталей 15, I5X, 20Х, I2XH3A и др., цементуют и подвергают закалке до твердости не менее 45 HRC. Звездочки тихоходных слабонагруженных передач изготовляют из чугуна СЧ 20 с закалкой или из других антифрикционных высокопрочных

марок чугуна.

Звездочки быстроходных и тяжелонагруженных передач изготовляют из углеродистых легированных сталей (45, 40Х, 40ХН) или из сталей 15, 20, I2X2H4A.

Для обеспечения удовлетворительной работы цепи на средних и повышенных скоростях минимальное число зубьев ведущей звездочки ограничивают. На основании экспериментальных исследований, опыта проектирования и эксплуатации передач во многих странах принято Z₁_min≥ 19 при υ _ц> 2 м/с, где υ _ц – скорость цепи. В тихоходных передачах допускается Z₁_min = 13-15.

Расчет передачи

Натяжение от силы тяжести

(4.1)

где q – масса цепи длиной 1 м; a – межосевое расстояние; f_ц– стрела провисания.

Провисание обеспечивает более плавную работу передачи и меньшее изнашивание в шарнирах цепи. Стрелу провисания ведомой ветви новой цепи на основании практического опыта назначают равной f_ц = 0.02а при γ ≤ 40° и (0.015–0.01)а при γ > 40°, где γ – угол наклона ветви к горизонту.

В процессе работы под нагрузкой ведущая ветвь растягивается силой

(4.2)

где F_t – окружная сила; F_q – натяжение в ведомой ветви от силы тяжести; –натяжение цепи от действия центробежных сил; F_д –динамическая нагрузка в передаче от неравномерного хода цепи.

В расчетах цепных передач влияние F_д на работоспособность учитывают с помощью специальных коэффициентов.

Ведомая ветвь под нагрузкой растягивается силой

(4.3)

Окружная сила

(4.4)

здесь Р – мощность, передаваемая цепью; d₁ - диаметр делительной окружности ведущей звездочки.

Нагрузка на валы цепной передачи при средних скоростях движения цепи (υ _ц< 15 м/с)

(4.5)

где k= 1.15 (для горизонтальной передачи) и 1.05 (для вертикальной).

Число зубьев Z₁и Z₂ звездочек выбирают из условия обеспечения минимальных габаритов и более плавного хода цепи.

На практике стремятся к тому, чтобы a.= (30-50)t.

В основу расчета износостойкости шарниров положено условие триботехнической надежности в форме

(4.6)

где P_uи [P_u] – соответственно расчетное и допускаемое по износостойкости давления (удельная нагрузка) в шарнире.

Расчетное давление в шарнире связано с внешней нагрузкой и геометрическими параметрами цепи очевидным соотношением, вытекающим из уравнения равновесия звена цепи:

(4.7)

где –номинальное давление в шарнире; K_д – коэффициент динамичности; K_m – коэффициент, учитывающий число рядов цепи (равен 1; 1.7; 2.5; 3 соответственно для m = 1; 2; 3; 4); A_on – опорная поверхность шарнира.

2.4.1. Зубчатые передачи. Общие сведения Виды. Зубчатой передачей называется механизм, служащий для передачи вращательного движения с одного вала на другой и изменения частоты вращения посредством зубчатых колес и реек.

Зубчатое колесо, сидящее на передающем вращение валу, называется ведущим, а на получающем вращение — ведомым. Меньшее из двух колес сопряженной пары называют шестерней; большее — колесом; термин «зубчатое колесо» относится к обеим деталям передачи.

Зубчатые передачи представляют собой наиболее распространенный вид передач в современном машиностроении. Они очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высокий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать любую мощность (до 36 тыс. кВт).

К недостаткам зубчатых передач следует отнести: необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум при работе со значительными скоростями, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

В связи с разнообразием условий эксплуатации формы элементов зубчатых зацеплений и конструкции передач весьма разнообразны.

Зубчатые передачи классифицируются по признакам, приведенным ниже.

По взаимному расположению осей колес: с параллельными осями (цилиндрическая передача — рис. 172, I—IV); с пересекающимися осями (коническая передача — рис. 172, V, VI); со скрещивающимися осями (винтовая передача — рис. 172, VII; червячная передача — рис. 172, VIII).

В зависимости от относительного вращения колес и расположения зубьев различают передачи с внешним и внутренним зацеплением. В первом случае (рис. 172, I—III) вращение колес происходит в противоположных направлениях, во втором (рис. 172, IV) — в одном направлении. Реечная передача (рис. 172, IX) служит для преобразования вращательного движения в поступательное.

По форме профиля различают зубья эвольвентные (рис. 172, I, II) и неэвольвентные, например цилиндрическая передача Новикова, зубья колес которой очерчены дугами окружности.

В зависимости от расположения теоретической линии зуба различают колеса с прямыми зубьями (рис. 173, I), косыми (рис. 173, II), шевронными (рис. 173, III) и винтовыми (рис. 173, IV). В непрямозубых передачах возрастает плавность работы, уменьшается износ и шум. Благодаря этому непрямозубые передачи большей частью применяют в установках, требующих высоких окружных скоростей и передачи больших мощностей.

По конструктивному оформлению различают закрытые передачи, размещенные в специальном непроницаемом корпусе и обеспеченные постоянной смазкой из масляной ванны, и открытые, работающие без смазки или периодически смазываемые консистентными смазками (рис. 174).

По величине окружной скорости различают: тихоходные передачи (v равной до 3 м/с), среднескоростные (v равной от 3... 15 м/с) и быстроходные (v более 15 м/с).

Точность зубчатых передач

Точность изготовления зубчатых передач регламентируется ГОСТ 1643 — 81, который предусматривает 12 степеней точности. Каждая степень точности характеризуется тремя показателями:

1) нормой кинематической точности, регламентирующей наибольшую погрешность передаточного отношения или полную погрешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота (в зацеплении с эталонным колесом);

2) нормой плавности работы, регламентирующей многократно повторяющиеся циклические ошибки передаточного отношения или угла поворота в пределах одного оборота;

3) нормой контакта зубьев, регламентирующей ошибки изготовления зубьев и сборки передачи, влияющие на размеры пятна контакта в зацеплении (распределения нагрузки по длине зубьев).

Примечание

Степень точности выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. Наибольшее распространение имеют 6, 7 и 8-я степени точности (табл. 8.2).

Таблица 8.2

Степень точности, Окружная не ниже скорость, м/с,

не более

прямо-зубая косо-зубая

15 30 Высокоскоростные передачи, механизмы точной кинематической связи— делительные отсчетные и τ п.

10 15 Передачи при повышенных скоростях и умеренных нагрузках или при повышенных нагрузках и умеренных скоростях 6 10 Передачи общего машиностроения, не требующие особой точности

2 4 Тихоходные передачи с пониженными требованиями к точности

6 (высокоточные)

7 (точные)

8 (средней точности)

9 (пониженной точности)

Стандарт допускает комбинацию степеней точности по отдельным нормам. Например, для тихоходных высо- конагруженных передач можно принять повышенную норму контакта зубьев по сравнению с другими нормами, а для быстроходных малонагруженных — повышенную норму плавности и т. п.

Во избежание заклинивания зубьев в зацеплении должен быть боковой зазор. Размер зазора регламентируется видом сопряжения зубчатых колес. Стандартом предусмотрено шесть видов сопряжения: Η —нулевой зазор; Ε — малый зазор; С и D — уменьшенный зазор; В—нормальный зазор; А — увеличенный зазор. При сопряжениях Я, Ε и С требуется повышенная точность изготовления. Их применяют для реверсируемых передач при высоких требованиях к кинематической точности, а также при наличии крутильных колебаний валов.

Стандарт устанавливает также допуски на межосевые расстояния, перекос валов и некоторые другие параметры.

Косозубая

Силу в зацеплении передачи раскладывают на окружную F_t, осевую F_a и радиальную F_r составляющие (рис. 1.7 а):

где –угол зацепления косозубой передачи внормальном сечении; β – угол наклона линии зуба.

Осевая сила F_a, стремящаяся сдвинуть колесо вдоль оси вала, дополнительно нагружающая опоры валов, детали корпусов, является недостатком косозубых передач.

Направление окружной и радиальной сил такое же, как и в прямозубой передаче. Осевая сила параллельна оси колеса, а направление вектора зависит от направления вращения колеса и направления линии зуба (рис. 1.8).

Метод обкатки

В настоящее время является наиболее технологичным, а поэтому и самым распространённым способом изготовления зубчатых колёс. При изготовлении зубчатых колёс могут применяться такие инструменты, как гребёнка, червячная фреза и долбяк.

Червячные передачи

Общие сведения

Черв передача относятся к передачи зацепления с перекрещивающими осями.

Состоит из червяка и червячного колеса.

Достоинства: а) возможность получения большого передаточного отношения в одной ступице б) плавность и бесшумность работы в) возможность выполнения самотормозящейся пары г)компактность и сравнительно небольшая масса.

Недостатки: а) низкий КПД от 0, 7 до 0, 85, а в самотормозящихся парах до 0, 5 б) необходимость применения для венца колеса дорогостоящих антифр материалов в) значительное тепловыделение.

Ч.п. классифицируется:

По форме поверхности червяка: цилиндрические, глобоидные

По форме профиля витка резьбы: с прямолинейным профилем, с криволинейным профилям

Точность червячных колес

Степень точности характеризуется кинематической точностью, плавности работы передачи, пятном контакта зубьев. Независимо от степеней точности стандартизованы виды сопряжения колес H, E, D, C, B, A и 8 видов допуска на боковой зазор, обозначаемых в порядке возрастания h, d, c, b, a, z, y, x для цилиндрических колес, а также пять видов для конических колес, рекомендуемых в сочетании:

A B C D E H

a b c d h

Для червячных передач видам сопряжений H и E соответствует вид допуска на боковой зазор h, а видам сопряжений D, C, B и A- вид допуска d, c, b и a соответственно. Каждая степень точности характеризуется тремя показателями:

-кинематической точностью, определяемой разностью действительных углов поворота и расчетных углов поворота ведомого колеса;

-плавностью работы, определяемой ошибкой шага и профиля;

-пятном контакта, оказывающим существенное влияние на концентрацию нагрузки в зацеплении. Для тихоходных тяжелогруженых передач нужно повышать норму пятна контакта.

Для первых показателя точности следует повышать для силовых быстроходных передач с целью уменьшения динамических нагрузок, колебаний и шума.

Кроме того, существенное влияние на работоспособность передач оказывают боковой зазор, обеспечивающий условия для смазывания, компенсацию температурных деформаций и неточностей изготовления деталей передач и сборки.

Допуски на межосевое расстояние, на смещение средней плоскости и межосевого угла оказывают существенно влияние на несущую способность червячной передачи, поэтому контроль параметров должен тщательно производиться при изготовлении и сборке.

Силы в зацеплении.

Статика передачи. При определении сил полагают, что главный вектор (равнодействующая) F_n контактных давлений, действующих на площадках контакта зубьев, приложен в полюсе П и направлен по линии зацепления (рис. 2.3)

Окружная сила на колесе:

Окружная сила на червяке:

Радиальная сила:

где угол зацепления;

Вращающий момент на колесе при ведущем червяке

Рис. 2.3. Усилия в червячной передаче

Валы и оси

Общие сведения. Материал. Проектный расчёт. Проверочный расчёт на статическую прочность и выносливость валов.
Вал предназначен для передачи крутящего момента, удержания детали, восприятия сил, действующих на деталь.
Ось не предаёт крутящего момента.
Валы бывают:
1.по форме сечения: полые, сплошные
2. по форме геометрической оси: жёсткие, гибкие
3. по геометрии: ступенчатые, сплошные, прямые, непрямые (коленчатые – служащие для изменения видов движения).
4. по скорости: быстроходные, среднескоростные, тихоходные.

Переходные (от одного диаметра к другому) участки вала оформляются галтелью, канавкой для выхода шлифовального круга.Такие участки наз-ся концентраторами напряжений.
Меры по снижению напряжений:

1. увеличение радиуса галтели

2. протачиванием разгрузочных канавок

3. деформационное упрочнение (наклёп)
Валы изготавливают на токарных станках с последующим шлифованием.

Передача нагрузок на вал от детали передаются:

1. крутящий момент (Т) – через шпонку, шлицы, посадку натягом, торцевые участки вала делают коническими (для простоты сборки – разборки)

2. радиальная сила передаётся непосредственно контактом ступицы детали на вал

3. осевые силы передаются упором в уступы на валу натягом гайками, стопорными пружинами, кольцами.

Критерии работоспособности: прочность и жёсткость. Статическая прочность обеспечивается коэф. запаса Sт, а циклическая прочность S. Жёсткость обеспечивается прогибом f, углом поворота Q, крутильная жёсткость .

Предыдущая12 3 4 5 6 7 8 9 10 Следующая