126322 (Шарнирно-рычажные и кулачковые механизмы), страница 2

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:

F_p = F_зат + χF,

где χ - коэффициент внешней нагрузки.

Остаточная затяжка стыка от одного болта:

F_ст = F_{зат - (}1 - χ) F.

При статических нагрузках прочность болта в соединении оценивают по формуле:

σ = 1,3F_р/ [ (π/4) d₁²] ≤ [σ].

При переменных нагрузках полное напряжение в болте можно разделить на постоянное:

σ_m = [F_зат + (F_б/2)] /A_б

и переменное с амплитудой:

σ_а = (F_б/2) /A_б

Запас статической прочности по текучести материала определяют по формуле:

s_T = σ_T/ σ_max = σ_T/ (σ_m + σ_a).

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:

σ_р = F_зат/ [ (π/4) d₁²].

Напряжения изгиба при больших значениях угла наклона опорной поверхности, не ограничивающих деформацию болта:

σ_и = F_зат χ/ (0,1d₁³).

При малых значениях угла наклона опорной поверхности напряжения изгиба определяют с учетом деформации, допускаемой этим углом:

σ_и = М/W_и ≈ Еda/ (2l_б).

Расчетным напряжением σ_и 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:

d_a1 = d₁ + 2m, d_a2 = d₂ + 2m.

Диаметры впадин:

d_f1 = d₁ - 2,4m, d_f2 = d₂ - 2,4m.

Межосевое расстояние:

a_W = 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:

a_W = 0,5 (q + z₂ + 2х) m.

У червячного колеса со смещением:

d_a2 = (z₂ + 2 + 2x) m, d_f2 = (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:

η_з = 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:

η_з = tg (γ - φ) / tgγ.

При γ ≤ φ, η_з = 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.

Можно отметить следующие основные причины потери работоспособности подшипников качения. Усталостное выкрашивание наблюдается у подшипников после длительного времени их работы в нормальных условиях. Износ наблюдается при недостаточной защите от абразивных частиц. Износ является основным видом разрушения подшипников автомобильных, тракторных, горных, строительных и подобных машин. Разрушение сепараторов дает значительный процент выхода из строя подшипников качения, особенно быстроходных. Раскалывание колец и тел качения связано с ударными и вибрационными перегрузками, неправильным монтажом, вызывающим перекосы колец, заклинивание и т.п. Остаточные деформации на беговых дорожках в виде лунок и вмятин наблюдаются у тяжелонагруженных тихоходных подшипников.

Современный расчет подшипников качения базируют только на двух критериях: расчет на статическую грузоподъемность по остаточным деформациям; расчет на ресурс (долговечность) по усталостному выкрашиванию.

Выбор подшипников по динамической грузоподъемности С. Условие подбора:

С (потребная) ≤ С (паспортная)

При этом под С понимают радиальную силу для радиальных и радиально-упорных подшипников, осевую силу для упорных и упорно-радиальных. Динамическая грузоподъемность и ресурс связаны эмпирической зависимостью:

L = a₁a₂ (C/P) ^p

L - ресурс, а₁ - коэффициент надежности, а₂ - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, р=3 - для шариковых и р=3,33 - для роликовых подшипников.

Если частота вращения постоянна, ресурс удобнее считать в часах: L_h = L10⁶/ (60n).

Эквивалентная динамическая нагрузка Р для радиальных и радиально-упорных подшипников есть такая условная постоянная радиальная сила Р_r, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом обеспечивает такую же долговечность, какую подшипник имеет при действительных условиях нагружения.

Р_r = (XVF_r + YF_a) K_бK_T; Р_a = (XF_r + YF_a) K_бK_T

По статической грузоподъемности: Р₀ ≤ С₀; Р₀ - эквивалентная статическая нагрузка. С₀ - статическая грузоподъемность (из справочника).

Лично наблюдал износ подшипников автомобиля, из-за попадание пыли и грязи.

Размещено на Allbest.ru