- •Детали машин и основы конструирования. Передачи
- •Основные понятия
- •1. Механические передачи. Общие сведения
- •Понижение (или повышение) частоты вращения от вала двигателя к валу исполнительного элемента.
- •3. Регулирование частоты вращения ведомого вала.
- •Распределение энергии двигателя между несколькими исполнительными элементами машины. Классификация передач
- •1.1. Основные характеристики передач
- •Мощность на входе и выходе передачи
- •3. Частота вращения входного и выходного звеньев
- •4. Коэффициент полезного действия
- •Краткие сведения о контактных напряжениях
- •2. Планетарные передачи
- •2.1. Общие сведения
- •2.2. Передаточное отношение
- •2.3. Вращающие моменты на основных звеньях
- •2.4. Силы в зацеплении
- •2.5. Особенности расчета планетарных передач
- •2.6. Расчет планетарных передач на прочность
- •3. Волновые передачи
- •3.1. Общие сведения
- •3.2. Принцип работы волновой зубчатой передачи
- •3.3. Передаточное отношение зубчатой волновой передачи
- •3.4. Связь радиальной деформации с передаточным отношением
- •3.5. Характер и причины отказов деталей волновых передач
- •3.6. Материалы колес передачи
- •3.7. Расчет передачи
- •4. Зубчатые передачи
- •Точность зубчатых передач
- •Расчет закрытых зубчатых передач
- •4.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •4.2. Выбор допускаемых напряжений
- •4.3. Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •Проектный расчет на контактную выносливость
- •Проверочный расчет на контактную прочность при перегрузках
- •Проектный расчет на выносливость зубьев при изгибе
- •Силы, действующие в зацеплении передач
- •Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
- •Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба при перегрузках
- •4.4. Расчет конических передач
- •Проектный и проверочный расчеты конических передач на контактную выносливость
- •Проектный расчет конических зубчатых передач на выносливость зубьев по напряжениям изгиба
- •Проверочный расчет конических зубчатых передач на выносливость по напряжениям изгиба
- •Силы, действующие в зацеплении конических зубчатых передач
- •4.5. Расчет открытых цилиндрических зубчатых передач
- •Конструкция открытых цилиндрических зубчатых колес
- •5 Рис.3. Параметры червяка . Червячные передачи
- •5.1. Общие сведения
- •5.2. Расчёт червячных цилиндрических передач
- •Выбор кинематической схемы червячного редуктора
- •Допускаемые напряжения Допускаемые контактные напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •Выбор коэффициента диаметра червяка
- •Определение межосевого расстояния
- •Определение модуля зацепления
- •Определение коэффициента смещения инструмента
- •Определение действительной скорости скольжения
- •Определение коэффициента полезного действия червячной передачи
- •Проверочные расчёты червячной передачи Проверка на контактную прочность
- •Проверка на изгибную прочность
- •Определение основных геометрических параметров червячной передачи
- •Основные размеры венца червячного колеса определяются по формулам:
- •Определение сил в зацеплении
- •Тепловой расчёт червячной передачи
- •6. Ременные передачи
- •6.1. Общие сведения
- •6.2. Основные геометрические параметры
- •6.3. Силовые соотношения в передаче
- •6.4. Напряжения в ремне
- •6.5. Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число
- •6.6. Передаточное отношение
- •6.7. Критерии работоспособности и расчета ременной передачи
- •6.8. Потери в передаче и кпд. Долговечность ремня
- •6.9. Расчет клиноременных передач
- •Конструкции шкивов ременных передач
- •6.10. Передачи зубчатым ремнем
- •7. Цепные передачи
- •7.1. Общие сведения
- •Классификация цепных передач осуществляется по следующим основным признакам:
- •Приводные цепи
- •Особенности работы цепных передач
- •Переменность мгновенного значения передаточного отношения
- •Удары звеньев о зубья звездочек при входе в зацепление
- •Поворот звеньев под нагрузкой
- •Звездочки
- •Характер и причины отказов цепных передач
- •7.2. Расчет цепных передач
- •7.3. Конструирование звездочек цепных передач
- •8. Передачи винт-гайка скольжения
- •8.1. Общие сведения о передачах винт-гайка
- •8.2. Передачи скольжения
- •Расчет передачи винт-гайка скольжения
- •8.3. Передачи винт-гайка качения
- •9. Фрикционные передачи
- •Библиографический список
- •Оглавление
- •Детали машин и основы конструирования. Передачи
Расчет передачи винт-гайка скольжения
Основным видом отказа передачи винт-гайка скольжения является изнашивание резьбы. Возможный отказ – потеря устойчивости длинных сжатых винтов. При определении размеров передачи исходят из основного критерия работоспособности – износостойкости I резьбы.
Для обеспечения необходимой износостойкости ограничивают среднее давление р в резьбе допускаемым давлением [р]изн, МПа:
где Fa – осевая сила, действующая на винт, Н; А – площадь рабочей поверхности витка, мм2: А = πd2H1 (рис. 8.3); т – число витков в гайке высотой Н: т= H/P (здесь Р – шаг резьбы).
Подставив т = H/P и выразив Н = ψH d2 и Н1 = ψh Р, получим формулу для проектировочного расчета передачи винт-гайка скольжения:
где ψH = H/d2 – коэффициент высоты гайки; ψH = 1,2 ... 2,5 (большие значения для резьб меньших диаметров);
ψh – коэффициент рабочей высоты профиля резьбы: для трапецеидальной резьбы ψh = 0,5; для упорной ψh = 0,75; для метрической ψh = 0,541.
Допускаемое давление [р]изм в резьбе для пар: закаленная сталь-бронза 10 ... 15 МПа; незакаленная сталь-бронза 7 ... 8 МПа: незакаленная сталь-чугун 2 ... 5 МПа.
Если стержень винта работает на сжатие, то выполняют проверку винта на прочность и отсутствие продольного изгиба по объединенному условию прочности и устойчивости:
где d3 – внутренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]сж – допускаемое напряжение сжатия, МПа; [σ]сж = σT/ST. Здесь σт – предел текучести материала винта; ST = 2 ... 4 – коэффициент безопасности.
Коэффициент φ уменьшения допускаемого напряжения для сжатых стержней выбирают в зависимости от гибкости стержня λ:
где l – длина нагруженного (неопорного) участка винта, мм; за расчетное принимают крайнее положение гайки, при котором винт подвержен сжатию на максимальной длине. Для винтов, у которых второй опорой служит гайка, l равно расстоянию между опорой и серединой гайки;
i = (2/d3)√J/π – радиус инерции поперечного сечения винта, мм;
J – осевой момент инерции сечения винта при наружном диаметре d резьбы:
μ – коэффициент приведения длины, учитывающий способ закрепления концов винта (рис. 8.2): μ = 2 – один конец свободен, другой заделан, (а); μ = 1 – оба конца оперты шарнирно, (б); μ = 0,7 – один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); μ = 0,5 – оба конца заделаны, (г).
Большим значениям λ соответствуют меньшие значения коэффициента φ.
Устойчивость винта проверяют также по критической частоте вращения nкр , обусловливаемой собственной частотой колебаний винта. Частота вращения п, мин –1 винта находится в допустимы пределах при выполнении условия
где
Здесь χ – коэффициент, зависящий от способа закрепления винта, мм/мин (рис. 8.2); χ = 40106 – один конец свободен, другой заделан, (а); χ = 120106 – оба конца оперты шарнирно, (б); χ = 180106 один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); χ = 270106 оба конца заделаны, (г); КВ – коэффициент запаса по частоте вращения, КВ = 0,5 ... 0,8.
Устойчивость длинных винтов проверяют по условию Эйлера.
Сильно нагруженные винты проверяют на прочность по эквивалентному напряжению σE:
где Fa и Т – соответственно продольная сила (Н) и момент (Н-м), скручивающий винт, в проверяемом поперечном сечении; d3 – внутренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]P – допускаемое напряжение, МПа; во избежание местных пластических деформаций принимают: [σ]P = σT/3.