Сопротивление материалов

У косозубых колёс зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол ?. Для нарезания используют инструмент такого же исходного контура, как и для нарезания прямых, поэтому профиль зуба в нормальном сечении совпадает с профилем прямого зуба. В торцовом сечении параметры изменяются в зависимости от угла ?:

Окружной шаг Pt = Pn/cos?

Окружной модуль mt = mn/ cos?

Дел.диаметр d = mnz/ cos?

Косозубое зацепление более плавное и бесшумное, чем прямозубое. Недостаток - наличие осевой силы Fa, стремящейся сдвинуть колесо с валом вдоль его оси и требующей осевой фиксации вала.

Особенности: зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно, в результате чего в зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев. Это приводит к уменьшению нагрузки на один зуб.

Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо. Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы взаимно уравновешиваются на колесе. Недостаток: большие затраты на изготовление.

Кинематика цилиндрической передачи.

Где Z1, Z3 - ведущие колёса,

Z2, Z4 - ведомые колёса.

?3 = ?1*i12*i34

Усилия в зубчатых передачах (статика передач) прямозубых и косозубых.

Для прямозубых передач:

Окружная сила:

Радиальная:

Нормальная:

Для косозубых:

Окружная:

Радиальная:

Нормальная:

Осевая:

Расчётные нагрузки в работающих передачах

В работающих передачах нагрузки по длине зуба распределены неравномерно из-за деформации опор, валов, колёс, погрешностей и др. Поэтому вводится коэффициент, увеличивающий нагрузку относительно реальной.

Расчетная нагрузка складывается из:

Полезной нагрузки в предположении, что она распределяется по длине зубьев равномерно;

Дополнительной нагрузки на опасном участке длины зубьев, появляющейся вследствие упругих перекосов валов и начальных погрешностей изготовления - концентрации нагрузки;

Дополнительной динамической нагрузки.

Коэффициент нагрузки удобно представить:

К = К?*К? ,

где К? - коэффициент концентрации

нагрузки,

К? - коэффициент динамичности нагрузки.

Виды повреждения зубчатых передач

1. Поломка зуба. Из-за развития усталостных трещин. Наиболее часто у открытых передач. Расчёт на изгиб; увеличение модуля, снижение концентрации напряжений.

2. Выкрашивание зуба. Закрытые передачи. Расчёт на контактную прочность.

3. Износ зуба. Повышение твёрдости.

4. Заедание (червячные, гипоидные конические). Смазка, химико-терм.обработка.

Наиболее распространен расчет на контактную усталость, так как он в какой-то мере предупреждает и другие разрушения зубьев.

Расчёт прямозубых цилиндрических передач на прочность при изгибе.

Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба. Здесь же наивысшая концентрация напряжений.

Разложим силу Fn на составляющие Q, N.

Q =; N =

Mu =

, где ?н - суммарное номинальное напряжение на растянутой стороне.

, где ?F - максимальное напряжение в опасном сечении.

Исследования показывают, что при переменных напряжениях (?сж ? ?и) материал зуба хуже сопротивляется растяжению, поэтому наиболее опасным оказывается напряжение на растянутой стороне.

?F = ?? * ?н

?? - коэффициент.

Расчёт на контактную прочность активных поверхностей зубьев.

Предварительный расчёт передач удобно вести в форме определения межцентрового расстояния, задаваясь значением коэффициента

, b - ширина контакта.

Зная размеры колеса и его линейную скорость вращения, определяется степень точности колеса.

Коническая передача. Достоинства и недостатки. Применение в швейном оборудовании. Расчёт конических передач.

Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которых оси колес пересекаются под углом. По опытным данным, нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет около 0.85 цилиндрической. Их передаточное число, как и у цилиндрических передач:

Конические передачи сложнее цилиндрических при изготовлении и монтаже.

Расчёты:

· На контактную усталость;

· На усталость при изгибе;

Силы в зацеплении: окружная (Ft), радиальная (Fr), осевая (Fa).

По нормали действует сила Fn, которая раскладывается на Ft и Fr', Fr' раскладывается на Fa и Ft.

;

;

Где dm - диаметр колеса в среднем сечении.

Материалы зубчатых колёс, их термообработка и допускаемые напряжения.

Нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется, в основном твёрдостью материала.

Сталь - основной материал для изготовления зубчатых колес.

I. ? 350 HB. Нормализованные или улучшенные; термообработка до нарезания зубьев.

II. ? 350 HB. Объёмная закалка, цементация, азотирование. Термообработка после нарезания зубьев.

Эти группы различны по технологии, нагрузочной способности, способности к приработке.

Допускаемые контактные напряжения:

Где SH - коэффициент безопасности

ZN - коэффициент долговечности

?Нlim - предел выносливости.

Допускаемые напряжения изгиба:

YA - коэффициент, учит.влияние двустороннего приложения нагрузки,

YN - коэффициент долговечности.

Допускаемые напряжения прочности при перегрузках.

Тпик = КТмах

Червячная передача. Достоинства и недостатки. Применение в швейном оборудовании.

Червячные передачи относятся к числу зубчато-винтовых, состоят из червяка и червячного колеса, т.е. зубчатого колеса с зубьями особой формы.

Червяк имеет разную заходность, ведомое колесо может иметь разное число зубьев; (до 28 - однозаходный, после 300 - многозаходный).

"+" - возможность большого редуцирования; плавность и бесшумность работы;

"-" - низкий КПД, значительное выделение теплоты в зоне зацепления, необходимость применения дорогих антифрикционных материалов.

Червячные передачи применяют при необходимости уменьшения скорости и передачи движения между перекрещивающимися валами. Широкое применение - в подъёмно-транспортных машинах.

Геометрический расчёт червячной передачи. Кинематика червячных передач.

Формулы аналогичны как для зубчатых колёс. Расчётным является осевой модуль червяка. Геом. размеры - в табл.

d1 = mq,

где d1 - делительный диаметр червяка, m - модуль, q - коэффициент диаметра, характеризующий число модулей в d1. Р1 - шаг резьбы.

В червячной передаче, в отличие от зубчатой, окружные скорости не совпадают. Они направлены под углом 90 и различны по величине. Поэтому колеса в передаче не обкатываются, а скользят. Скорость скольжения направлена по касательной к винтовой линии червяка.

2х - смещение исходного контура при нарезании червяка.

. Где Z1 - число заходов червяка.

Передаточное число червячной передачи определяется отношением числа зубьев колеса к числу заходов червяка и не зависит от соотношения диаметров.

Усилие в зацеплении червячной передачи. Расчёт зубьев колёс на прочность.

Силы в зацеплении:

; ;

;

;

? - угол зацепления

? - угол подъёма витка.

Расчёт на прочность на изгиб:

Зубья червячных колес на 20-40% прочнее косозубых.

Где YH - коэффициент прочности зубьев.

Контактные напряжения:

Где Е - приведенный модуль упругости материала,

?v - приведенный радиус кривизны.

Фрикционные передачи и вариаторы, достоинства и недостатки. Применение в швейном оборудовании.

Это механизм, в котором движение от одного жесткого звена к другому передаётся за счёт сил трения в одной или нескольких зонах контакта.

Ft ? Ft - условие вращения.

В зависимости от назначения:

-с нерегулируемым передаточным числом,

- с бесступенчатым плавным регулированием. Вариаторы.

Делятся на открытые и закрытые.

"+" - просты в изготовлении, бесшумные, возможность регулирования на ходу, предохранение от перегрузок.

"-" - быстро изнашиваются, большие нагрузки на валы и подшипники, непостоянство передаточного числа.

Передачи: силовые (прессы), кинематические (магнитофоны, швейные машины).

Проскальзывание.

Цилиндрическая фрикционная передача. Передаточное число. Геометрический расчёт. Усилия в передаче. Расчёт на прочность.

U ? 6

Геометрический расчёт:

Усилие в передаче:

;

>

Для силовых передач К= 1.25…1.5

Для кинематических К= 3…5

Расчёт на прочность:

Тела качения нужно проверять по контактным напряжениям на площадке касания.

При начальных касаниях по линии:

; где

; b - ширина контактной полоски. Е - приведенный модуль упругости.

[?н]= (2…3)HB в масле;

[?н]= (1.2….1.5)HB в сухую;

[?н]= (80…100)МПа текстолит б\масла.

Ременная передача: виды, достоинства, недостатки. Применение в швейном оборудовании.

Её можно назвать фрикционной передачей с гибкой связью. Это передача за счёт трения между шкивами и ремнем. Виды ремней: плоский, клиновый, поликлиновый, круглый. Передача может быть скрещивающейся: на вертикальный вал.

"+" - простые в конструкции; малая стоимость; плавность, бесшумность хода; возможность передачи мощности на большое расстояние (до 15м.); смягчает толчки.

"-" - непостоянное передаточное число; большие габаритные размеры; нагрузки на опоры и валы; невысокая долговечность ремня; нельзя использовать во взрывоопасных производствах из-за электризации.

Передаваемая мощность до 50 КВт, скорость до 40м\с

Основные геометрические соотношения ременных передач.

плоскоременный ? ? 150

а ? 1.5….2(d1 + d2)

клиноременный ? ? 120

а ? 0.55(d1 + d2)+h

где h - толщина ремня.

Конуидальный вариатор

Для скрепляемого ремня ?= 100…400 мм

а = (l- lрасч)/2

Силы в ременной передаче. Нагрузка на валы и опоры.

,

> Ft=F1-F2

В ведущей ветви напряжение возрастает, а в ведомой убывает.

Пуансоле.

Действуют центробежные силы:

Не вызывают изменения напряжения в ремне. Изменяется при ?l, ремень не может удлиняться, может уменьшаться возможность передачи мощности при увеличении скорости, уменьш. давление на валы.

Fv - уменьшает полезное действие F0, уменьшая нагрузочную способность передачи. Существует предельная скорость передачи.

Нагрузка на валы и опоры:

по направлению а?

Обычно в 2-3 раза больше Ft, это относится к недостаткам ременной передачи.

Скольжение ремня в ременной передаче. Передаточное число.

Ремень проскальзывает по шкиву (на ветви 2 сжимается, на ветви 1 растягивается).

коэффициент скольжения, относительная потеря (0.01 - 0.02), нестабильно.

Передаточное число нестабильно:

Плоскоременная: u ? 5

Клиноременная: u ? 7

Поликлиновая: u ? 8

Напряжения в ременной передаче.

Удельная окружная сила.

Значением Кн оценивается тяговая способность передачи.

Наибольшие напряжения на малом шкиве, и они могут превышать все остальные напряжения, поэтому диаметр шкива ограничивается.

Для плоских ремней: d ? 70?

Для синтет. ремней: d ? 100?

Модуль упругости, Е=200-300 МПа

Для капроновых ремней, Е=600МПа

Для клиновых, Е=500-600МПа

в точке набегания на малый шкив, до точки сбегания.

?изгиба - доминирующая.

Тяговая способность ременных передач.

Критерии:

Тяговая способность, которая зависит от величины сил трения между ремнями и шкивом;

Долговечность ремня: способность противостоять усталостному повреждению.

коэффициент тяги надо принимать ближе к ?0 при этом КПД передачи будет максимальным.

Плоскоременные, клиноременные:

F1+F2=2F0 const

Коэффициент тяги:

при значении

?0 > Ft достигает максимальной силы трения, дуга покоя сокращается до нуля, дуга скольжения распределяется на всю дугу охвата.

Значением Кн оценивается тяговая способность передачи.

Долговечность ремня ременных передач. Быстроходность передачи.

Долговечность ремня: способность противостоять усталостному повреждению.

Главная причина усталостного разрушения - напряжения изгиба.

Снижение долговечности при увеличении частоты пробегов связано не только с усталостью, но и с термостойкостью ремня. Перегрев ремня приводит к снижению прочности.

Быстроходность передачи:

;для капроновых ремней

?0=50 МПа, [?]=150м/с

если повышать скорость ремня, то при критической скорости центробежные силы уравновесят давление на шкивы от натяжения ремня, и оно будет равно нулю.

Расчёт клиноременных передач.

Z - число зубьев ремней;

А1- площадь сечения одного ремня;

[Кп]- допустимая предельная удельная сила;

Cz - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения Кп по ремням.

Z = 1 C = 1

Z = 3-4 C = 0.9

Z > 6 C = 0.85

[P] - допускаемая мощность на одном ремне;

P - мощность на всех ремнях.

Конструкции ремней ременных передач.

нарисовать

Зубчато-ременная передача. Достоинства. Применение в швейном оборудовании.

Назначение:

Служит для передачи вращающего момента между валами, расположенными на небольшом расстоянии, при необходимости сохранения постоянства передаточного числа.

Для мощности до 100 КВт, скорость около 50 м/с и передаточных чисел до 12 (иногда до 20).

Бывают:

· По типу ремней: односторонние, двусторонние;

· По скорости ведомого вала: повышающие, понижающие;

· По числу ступеней: одно- и многоступенчатые, с одним или несколькими ведомыми шкивами.

"+" компактнее, плавнее, чем цепная, бесшумна. Не проскальзывает, обходится без смазки.

"-" более сложная конструкция, чем у ременной, сложнее технология изготовления ремней и шкивов, меньшая передаваемая мощность и долговечность.

Расчёт зубчато-ременной передачи.

Критерии: тяговая способность ремня, износостойкость зубьев, долговечность.

Параметры передачи:

Модуль выбирают по моменту на быстроходном валу.

Число зубьев большего шкива:

Расчётная длина ремня:

L = m?Zр

d = mZ, где Z - число зубьев шкива;

межосевое расстояние:

где dб - диаметр большего шкива;

dм - диаметр меньшего шкива.

Расчётные диаметры шкивов:

d = mz, где z - число зубьев шкива.

Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом:

, где ? - угол обхвата на малом шкиве.

Передачу рассчитывают по удельной окружной силе, p0

Для надёжной работы передачи должно быть выполнено условие:

, при меньшем несущая способность передачи падает.

Допустимая удельная окружная сила:

, где Сp - коэффициент режима работы;

C0 - коэф., учитывающий влияние роликов;

Cz - 1, 0.8, 0.6 при числе зубьев в зацеплении соответственно, z0 = 6, 5, 4

Валы и оси. Их виды. Конструктивные элементы. Посадочные поверхности валов. Критерии работоспособности.

Валы и оси служат для поддерживания деталей.

Вал - передаёт крутящий момент, поддерживает детали (шкивы);

Ось - не передаёт крутящего момента, может быть неподвижной и вращающейся.

При работе валы испытывают: изгиб, кручение, осевую нагрузку, растяжение, сжатие.

Оси испытывают изгиб.

Валы бывают прямые, коленчатые, гибкие, прямые цельные, прямые полые.

Конструктивные элементы:

Место сопряжения двух участков разных диаметров называют галтелью, опорные участки - цапфы, концевые цапфы, воспринимающие радиальные нагрузки - шипы, промежуточные - шейки, цапфы, воспринимающие реакции, направленные вдоль оси, называются пятами.

Основным критерием работоспособности являются сопротивление усталости, жесткость.

? - величина прогиба,

?- угол поворота сечения

На валы действуют: крутящий момент, Т; изгибающий момент, Миз

Проектный расчет производится на статическую прочность с учётом Т.

Чтобы учесть действие изгибающих нагрузок: допускаемые значения [?]

Диаметр выходного конца вала:

Значение диаметра округляется до ближайшего значения из госта.

Диаметры посадочных поверхностей (под ступицы зубчатых колёс, звездочек, шкивов и др.) выбирают из стандартного ряда посадочных размеров, диаметры под подшипники - из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников. Перепад диаметров должен быть минимальным.

Проектный и проверочный расчёт валов.

Проводится при уже известной конструктивной схеме: на сопротивление усталости, статическую прочность, жесткость и колебания.

Основной расчётной нагрузкой являются моменты, вызывающие кручение и изгиб.

Порядок расчёта:

1.Предварительная оценка среднего диаметра вала из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

Или ориентируясь на диаметр того вала, с которым он соединяется.

2.Разработка конструкции вала (диаметр под подшипники, под зубчатое колесо и др.)

3.Проверочный расчёт конструкции, внесение исправлений.

Проверочный расчёт:

1.Выбор расчётной схемы и определение расчётных нагрузок. Схематизация нагрузок, опор и формы вала.

Большинство муфт нагружают вал дополнительной силой Fm. При расчёте валов приближенно можно принимать:

· Fm = (0.2….0.5) Ftm , где Ftm - окружная сила на муфте.

· Fm ? 125vТ - для входных валов редукторов.

· Fm ? 250vТ - для выходных валов многоступенчатых редукторов.

В общем случае на конце вала может быть установлена шестерня, звёздочка или шкив.

Основные нагрузки на валы. Расчёт валов на сопротивление усталости.

Основным видом разрушения является усталостное. Необходимо установить характер цикла напряжений. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу. Напряжения кручения изм-ся пропорционально изменению нагрузки. Необходимо наметить опасные сечения, которые подлежат проверке. Там определяют запасы сопротивления усталости и сравнивают их с допускаемыми.

Действующие силы подразделяют на два вида: невращающиеся (силы в передачах) и вращающиеся (нагрузки на концах валов от муфт).

Коэффициент запаса прочности:

где S? - коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

S? - по касательным напряжениям.

Где ?а, ?а - амплитуды переменных напряжений.

Расчёт валов на статическую прочность.

Проверку статической прочности проводят в целях предупреждений пластических деформаций и разрушений с учётом кратковременных перегрузок.

Определяют по гипотезе энергообразования.

Расчёт валов на жесткость.

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала возникает концентрация нагрузки в зубчатой передаче по длине зуба. При больших углах поворота может произойти защемление вала в подшипнике.

Прогиб вала и угол поворота должны быть меньше допускаемых.

Крутильная жесткость:

Где Y - модуль упругости второго рода, I - полярный момент инерции, Т - крутящий момент, l - длина вала.

Подшипники. Виды. Подшипники скольжения. Достоинства и недостатки. Применение в швейном оборудовании.

Опоры вращающихся осей и валов называются подшипниками. Служат для соединения валов и вращающихся осей с корпусом. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки. В зависимости от вида трения они разделяются на подшипники скольжения и качения. В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки - радиальные (перпендикулярно оси цапфы), упорные (осевая нагрузка), радиально-упорные.

"+" - простота, дешевизна, надёжность при высоких скоростях валов, способность воспринимать большие ударные и вибрационные нагрузки, бесшумность, разъёмные подшипники могут устанавливаться на коленчатых валах.

"-" - требуют постоянной смазки, большие осевые размеры, в период пуска значительные потери на трение.

Конструкция подшипников скольжения. Виды вкладышей подшипников. Материалы вкладышей.

Рисунок

Вкладыши должны обладать достаточной износостойкостью и высокой сопротивляемостью к заеданию, должны иметь низкий коэффициент трения и высокую теплопроводность.

Вкладыши в виде втулки или двух половинок. Материалы:

· Баббит (цинк+олово+медь). Заливается тонким слоем.

· Бронзы. Вызывают износ валов.

· Чугунные материалы (углерод 4%+железо).

· Современные: металлокерамика (порошки железа, углерода и др.) их прессуют до монолитности, потом спекают. Пропитывают маслом - в дальнейшем не требует смазки; тефлон (фторопласт), пластмассы, резина, капролон, текстолит.

Смазка подшипников скольжения. Смазочные материалы. Виды смазок.

Виды смазок:

Полужидкостная: когда отдельные выступы трущихся поверхностей остаются неразделенными при нормальной работе.

Жидкостная: когда за счёт масла втулка и цапфа полностью разделены.

Граничная: когда при малой угловой скорости трущиеся поверхности могут не разделяться. Возникает в момент пуска.

Смазочные материалы должны быть маслянистые, с определенной вязкостью.

Вязкость оценивается коэффициентом вязкости, при повышении температуры вязкость уменьшается.

Виды:

· Жидкие масла имеют низкий коэффициент трения, легко подаются к местам смазывания, бывают органические (животного или растительного происхождения), минеральные (продукты перегонки нефти).

· Пластичные - жидкие масла, загущенные мылами (литол, циатим).

· Твёрдые - графит, дисульфид молибдена.

· Газообразные - воздух, различные газы.

Расчет подшипников скольжения.

Подшипники скольжения рассчитывают по допустимому давлению в подшипнике: ,

По допустимой удельной работе сил трения:, где l - длина подшипника, d - диаметр цапфы, ? - окружная скорость цапфы.

Подшипники качения. Достоинства и недостатки. Применение в швейном оборудовании.

Основным элементом являются тела качения.

"+" - дешевы, малые потери на трение, малый нагрев, высокая степень взаимозаменяемости, малый расход смазки, не требует особого ухода.

"-" - повышенные диаметральные габариты, не любят ударные нагрузки, плохая работа при высоких скоростях, шум при повышенных скоростях.

Классификация и маркировка подшипников качения.

· По телам качения: шариковые, роликовые (цилиндрические, конические, витые, бочкообразные, игольчатые).

· По направлению воспринимаемой нагрузки: радиальные, радиально-упорные, упорные.

· По числу рядов тел качения: однорядные, двухрядные, многорядные.

· По способности самоустанавливаться: самоустанавливающиеся, несамоустанавливающиеся.

· По габаритным размерам: по диаметру (сверхлёгкие, особолегкие, легкие, средние, тяжелые), по ширине (особоузкие, узкие, нормальные, широкие, особоширокие).

Маркировка:

Пример: 67309

1я - класс точности (2,4,5,6,0)

2я - тип подшипника (7 - конический)

3я - серия (3 - средняя)

45я - размер внутреннего диаметра (для диаметров 20 - 495 мм две последние цифры умножаются на 5, d = 09*5=45)

Расчет на долговечность подшипников качения. Подбор подшипников из условий долговечности. Критерии работоспособности.

Подшипники качения являются первой группой деталей, для которой был введён расчёт на долговечность. Современный расчёт базируют на двух критериях:

· Расчёт на статическую грузоподъёмность по остаточным деформациям,

при 0.1 рад/с.

Cr Cтабл

· Расчёт на долговечность по усталостному выкрашиванию, при ? 0.1 рад/с. По формуле:

где С - динамическая грузоподъёмность, p - показатель степени, Рэ - эквивалентная нагрузка.

При подборе подшипника определяют его динамическую грузоподъёмность (при соотношении Стреб Скаталог).

Из конструктивных соображений можно сначала выбрать подшипник, а потом проверить ресурс его работы (при Lпол ? Lреком). По формуле, где n - частота вращения вала.

Рэ учитывает направление действия нагрузок и зависит от типа подшипников.

Особенности конструирования подшипниковых узлов.

Фиксирование в осевом и радиальном направлениях взаимного положения валов и осей достигается определенной установкой подшипника. Они должны точно фиксировать положение вала и не испытывать дополнительных нагрузок. Наиболее распространена схема, в которой одна из опор фиксирует положение вала в осевом направлении в обе стороны, а вторая - "плавающая". Для коротких валов подшипники устанавливаются так, чтобы каждый фиксировал вал в осевом направлении в разные стороны ( ).

Сепаратор - узел, разделяющий тела качения.

Посадки внутренних колец на вал - по системе отверстия, внешних в корпус - по системе вала.

Соединения деталей машин. Виды.

· Разъёмные (резьбовые, шлицевые, шпоночные)

· Неразъёмные (сварные, клеевые, прессовые, клёпанные).

Разъёмными называют соединения, допускающие разборку и повторную сборку без нарушения работоспособности деталей. Неразъёмными называют соединения, не допускающие разборку соединенных деталей без их повреждения.

Резьбовые соединения. Расчёт на прочность резьбовых соединений.

Резьбовые - болты, винты, гайки.

Основным элементом является резьба по винтовой линии. Более прочная - при накате (металл течет в выдавливаемые роликом пазы).

Может быть одно- и многозаходная. Болт+гайка, винт один. Может быть правая и левая. Цилиндрическая и коническая.

расчёт на прочность:

все стандартные болты, винты и шпильки изготавливаются равнопрочными на разрыв стержня по резьбе, на срез резьбы, отрыв головки. Поэтому расчёт производится по одному критерию - прочности нарезанной части стержня.

I.Болт нагружен внешней растягивающей силой:

II.Болт затянут F0, F = 0

можно заменить эквивалентной ?э.

? - угол подъёма резьбы,

? - приведенный угол трения.

?э = 1.3?р , то есть расчёт болта на совместное действие растяжения и кручения можно заменить расчетом на растяжение, принимая для расчета

эквивалентная нагрузка определяется из условий прочности.

т.о.

Где ST - коэффициент запаса

III.Болтовое соединение, нагруженное поперечной силой.

Где К - коэффициент запаса,

Fr - поперечная сила

f - коэффициент трения

i - количество стыков

z - число болтов.

Типы резьб. Геометрические параметры цилиндрической резьбы.

a) метрическая (? = 60)

b) дюймовая (? = 55)

c) упорная (в домкратах)

d) прямоугольная (в ходовых винтах)

e) круглая (Эл. лампы)

Рисунки резьб

d - наружный диаметр болта

d1 - внутренний диаметр гайки

d2 - средний диаметр болта

h - высота профиля, h = 0.541 p

H - 0.866 p , r - 0.144 p

p - шаг резьбы

Шпоночные соединения. Подбор и проверочный расчёт призматических шпонок. Шлицевые соединения.

Вал+шпонка+ступица.

Шпонки: круглые, конические, призматические.

"+" простое соединение

"-" ослабляют вал, несимметричная нагрузка, нецентрируют нагрузку.

Подбираются по таблице с учётом диаметра вала.

Расчёт:

Проверка на смятие. Условие прочности:

На смятие рассчитывается наименее прочная деталь. Как правило, ступица.

Шлицевые соединения.

Есть центрирование по наружной поверхности. Меньшее количество деталей, больший передаваемый момент. Применяется, когда шпоночное соединение нецелесообразно.

Муфты механических приводов. Классификация. Применение в швейном оборудовании.

Муфты это устройства, служащие для соединения концов валов, стержней, труб.

Большинство машин компонуют из отдельных частей с входными и выходными валами, которые соединяют с помощью муфт.

Классификация:

1 муфты неуправляемые (постоянно действующие): глухие (втулочные, фланцевые), компенсирующие жесткие (кулачково-дисковая, зубчатая), компенсирующие упругие (зубчато-пружинная, со звёздочкой, втулочно-пальцевая, с торообразной оболочкой).

2 муфты управляемые: кулачковые, фрикционные, дисковые, зубчатые сцепные.

3 муфты самоуправляемые автоматические: предохранительные, центробежные, свободного хода.

Применение:

· для включения и выключения исполнительного механизма при непрерывно работающем двигателе (управляемые),

· предохранения от перегрузки (предохранительные),

· компенсация влияния несоосности валов (компенсирующие),

· уменьшения динамических нагрузок (упругие).

Страницы: 1, 2