Шарнирно-рычажные и кулачковые механизмы (стр. 2 из 3)
Расчет ненапряженных и напряженных болтовых соединений. Расчет эксцентрично нагруженных болтов. Сравните степень нагруженности болтовых соединений различных типов.
Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой. Примером служит резьбовой участок крюка для подвешивания груза. Опасным является сечение, ослабленное резьбой. Площадь этого сечения оценивают приближенно по внутреннему диаметру d1 резьбы. Условие прочности:
σ = F/ [ (π/4) d12] ≤ [σ].
Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин. В этом случае стержень болта растягивается осевой силой Fзат, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил трения в резьбе Тр. Напряжение растяжения от силы Fзат:
σ = Fзат/ [ (π/4) d12].
Напряжение кручения от момента Тр:
τ = Тр/Wp = 0,5Fзатd2tg (ψ+φ) / (0,2d13).
Требуемое значение от силы затяжки:
Fзат = Аσсм,
где А - площадь стыка деталей, приходящаяся на один болт,
σсм - напряжение смятия в стыке деталей.
Прочность болта определяют по эквивалентному напряжению:
.Для стандартных метрических резьб:
σэк ≈1,3 σ.
Это позволяет рассчитывать прочность болтов по упрощенной формуле:
σэк = 1,3Fзат/ [ (π/4) d12] ≤ [σ].
Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке. Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Может быть два варианта.
Первый вариант - болт поставлен с зазором. Пи этом внешнюю нагрузку F уравновешивают силами трения в стыке, которые образуются от затяжки болта.
Fзат = КF/ (if),
где i - число плоскостей стыка деталей, f - коэффициент трения в стыке, К - коэффициент запаса. Прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению:
σэк = 1,3Fзат/ [ (π/4) d12] ≤ [σ].
Второй вариант - болт поставлен без зазора. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта не обязательна. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза:
τ = F/ [ (π/4) d2i] ≤ [τ].
Для средней детали в соединении:
σсм = F/ (dδ2) ≤ [σсм].
Для крайней детали в соединении:
σсм = F/ (2dδ1) ≤ [σсм].
Эти формулы справедливы для болта и для деталей. Из двух значений σсм в этих формулах расчет прочности выполняют по наибольшему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали.
Сравнивая варианты установки болтов с зазором и без зазора, следует отметить, что первый вариант дешевле второго. Однако условия работы болта, поставленного с зазором, хуже, чем без зазора. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициента трения и трудности контроля затяжки работа таких соединений при сдвигающей нагрузке недостаточно надежна.
Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей. Примером служат болты для крепления крышек резервуаров, нагруженных давлением р жидкости или газа. Затяжка болтов должна обеспечивать герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой.
Расчетная нагрузка болта:
Fp = Fзат + χF,
где χ - коэффициент внешней нагрузки.
Остаточная затяжка стыка от одного болта:
Fст = Fзат - (1 - χ) F.
При статических нагрузках прочность болта в соединении оценивают по формуле:
σ = 1,3Fр/ [ (π/4) d12] ≤ [σ].
При переменных нагрузках полное напряжение в болте можно разделить на постоянное:
σm = [Fзат + (Fб/2)] /Aб
и переменное с амплитудой:
σа = (Fб/2) /Aб
Запас статической прочности по текучести материала определяют по формуле:
sT = σT/ σmax = σT/ (σm + σa).
Экцентричное нагружение болта возникает из-за непараллельности опорных поверхностей детали и гайки или головки болта.
В этих случаях кроме напряжений растяжения в стержне болта появляются напряжения изгиба.
Напряжение растяжения в стержне:
σр = Fзат/ [ (π/4) d12].
Напряжения изгиба при больших значениях угла наклона опорной поверхности, не ограничивающих деформацию болта:
σи = Fзат χ/ (0,1d13).
При малых значениях угла наклона опорной поверхности напряжения изгиба определяют с учетом деформации, допускаемой этим углом:
σи = М/Wи ≈ Еda/ (2lб).
Расчетным напряжением σи будет меньшее из двух. Экцентричное нагружение значительно уменьшает прочность болтов.
Наиболее тяжелые условия работы для болта вызывает экцентричное нагружение болтов. Для болта предпочтительнее нагружение растягивающей силой, чем работа на срез. Сравнение установки болтов с зазором и без зазора приведено выше.
Червячная передача. Основные геометрические и кинематические соотношения. Передаточное отношение. Самотормозящаяся червячная передача. КПД червячной передачи. Материалы элементов червячных передач. Достоинства и недостатки червячных передач, область их применения. Приведите известные вам примеры из вашей практики применения червячной передачи. Какие эксплуатационные свойства вами наблюдались в процессе эксплуатации?
Червячная передача относится к передачам зацепления с перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания обычно равен 90°. Движение в червячных передачах преобразуется по принципу винтовой пары или по принципу наклонной плоскости.
Делительные диаметры червяка и колеса:
d1 = qm, d2 = z2m.
Диаметры выступов:
da1 = d1 + 2m, da2 = d2 + 2m.
Диаметры впадин:
df1 = d1 - 2,4m, df2 = d2 - 2,4m.
Межосевое расстояние:
aW = 0,5 (q + z2) m.
m - модуль. q - коэффициент диаметра червяка. Угол подъема винтовой линии γ:
tgγ = πmz1/ (πd1) = mz1/d1 = z1/q.
Червячные передачи со смещением.
Межосевое расстояние:
aW = 0,5 (q + z2 + 2х) m.
У червячного колеса со смещением:
da2 = (z2 + 2 + 2x) m, df2 = (z2 - 2,4 + 2x) m.
Передаточное отношение:
i = n1/n2 = z2/z1
z1 - число заходов червяка.
Так как z1 может быть небольшим и часто равным единице, то в одной червячной паре можно получить большое передаточное отношение. Это и является основным достоинством червячных передач.
При движении витки червяка скользят по зубьям колеса, как в винтовой паре. Большое скольжение в червячных передачах служит причиной пониженного КПД, повышенного износа и склонности к заеданию, что является основными недостатками червячных передач.
КПД зацепления при ведущем червяке:
ηз = tgγ/tg (γ + φ)
КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка и с уменьшением коэффициента трения или угла трения φ.
Если ведущим является колесо, то вследствие изменения направления сил получают:
ηз = tg (γ - φ) / tgγ.
При γ ≤ φ, ηз = 0 передача движения в обратном направлении (от колеса к червяку) становится невозможной. Получаем самотормозящую червячную пару. Свойство самоторможения червячных передач используют в грузоподъемных и других механизмах.
шарнирный рычажный кулачковый механизм
Основные преимущества червячной передачи: возможность получения больших передаточных отношений; плавность и бесшумность в работе; повышенная кинематическая точность; возможность самоторможения. Недостатки: сравнительно низкий КПД; повышенный износ и склонность к заеданию; необходимость применения для колес дорогих антифрикционных материалов (бронза); повышенные требования к точности сборки. Червячные передачи применяют при необходимости передачи движения между перекрещивающимися валами, а также в механизмах, где необходимы большие передаточные отношения и высокая кинематическая точность, например делительные устройства, механизмы наведения. Эти передачи применяют в подъемно-транспортных машинах, станкостроении, автомобилестроении.
Червяки современных передач изготовляют из углеродистых или легированных сталей (сталь 45, сталь 40Х и др.). Наибольшей нагрузочной способностью обладают пары, у которых витки червяка подвергают термообработке до высокой твердости (закалка, цементация) с последующим шлифованием.
Червячные колеса изготовляют преимущественно из бронзы, реже из латуни или чугуна. Оловянные бронзы типа О10Ф1, О10Н1Ф1 и другие считаются лучшим материалом для червячных колес. Безоловянные бронзы, например А9Ж4 обладают повышенными механическими характеристиками, но имеют пониженные противозадирные свойства.
Из практики: применение червячного редуктора в подъемнике. Свойство самоторможения червячных передач.
Критерии работоспособности, виды разрушения подшипников качения. Методика подбора и проверочного расчета подшипников качения. Какие виды разрушения элементов подшипников качения наблюдали вы лично? В чем причина?
Условия работы подшипника качения, влияющие на его работоспособность. Распределение нагрузки между телами качения в значительной степени зависит от размера зазора в подшипнике и точности геометрической формы его деталей. Зазоры увеличиваются от износа подшипника в эксплуатации. Контактные напряжения в деталях подшипников. С переменными контактными напряжениями связан усталостный характер разрушения рабочих поверхностей деталей подшипников (выкрашивание). Кинематика подшипника. Угловая скорость сепаратора зависит от размеров шарика. При неточном изготовлении шариков большие из них тормозят, а меньшие ускоряют сепаратор. Между сепаратором и шариками могут возникать значительные давления и силы трения. С этим связаны износ шариков и сепараторов, увеличение потерь в подшипнике и случаи поломки сепараторов. Динамика подшипника. Вредное влияние динамических факторов больше всего проявляется в упорных подшипниках. Поэтому допускаемые частоты вращения для упорных подшипников значительно ниже, чем для радиально и радиально-упорных. Смазка подшипников. Она уменьшает трение, снижает контактные напряжения, защищает от коррозии, способствует охлаждению подшипника. Излишнее количество масла ухудшает работу подшипника.