ВОПРОСЫ

по подготовке к экзамену по курсу ДМ

31.Червячная передача. Расчет на контактную прочность

В основу вывода расчет¬ных формул для червячных передач положены те же исходные зависимости и предположения, что и в зубчатых передачах.

Формула проверочного расчета червяч¬ных передач по контактным напряжениям:

где - расчетное контактное напряжение для поверхностей зубьев и витков в зоне зацепления, Н/мм2,

d1 , d2 - диаметры червяка и колеса, мм;

окружная сила на червячном коле¬се, Н,

коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки вследствие деформации деталей и дополнительные динамические нагрузки (при окружной скорости червячного колеса К= 1, при К= 1,1…1,3).

Червячные передачи работают плавно, бесшумно, поэтому в них дополнительные динамические нагрузки невелики. Хорошая приработка зубьев колес к виткам червяков значительно умень¬шает концентрацию нагрузки.

Если в формуле для расчета контактных напряжений (2.5.18) подставить значения d1=gm , d2=mz2 , , q , К=1, то получим формулу проектировочного расчета червячных передач:

(2.5.19)

где - межосевое расстояние в мм,

Т2 - вращающий момент на червячном колесе в Н мм.

Если червячная передача должна быть стандартной, то полу¬ченное расчетным путем значение округляют в большую сторо¬ну до стандартного значения, которому соответству¬ют определенные m, q, z1 , z2. Для нестандартных червячных передач полученное значение округляют до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

31.Червячная передача. Расчет по напряжениям изгиба

Червячное колесо-это косозубое цилиндрическое колесо, имеющее вогнутый зубчатый венец и наклон зубьев под углом, равным углу подьема витков червяка. Благодоря вогнутой форме зубчатого венца червячного колеса прочность ножки зуба по напряжению изгиба, в среднем, на 20-40 % выше, чем зуба цилиндрического косозубого колеса

Проверочный расчет(ф.1)

Предварительно надлежит уточнить расчетные коэффициенты нагрузки и вычислить эквивалентное число зубьев колеса(ф.2.)

Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

Коэффициент динамичности следует уточнить по таблице, а коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба Kfb по(ф.3)

Основная причина разрушения червячной передачи-заедание. Поэтому первостепенное значение имеет выполнение условий(ф.4)

Расчетные напряжения изгиба в сечений ножки зуба червячного колеса, размеры которого определены из расчета на контактную выносливость, обычно оказываются значительно ниже допускаемых.

32.Валы и оси, Общие сведения

Детали на которые насаживают вращающиеся детали машин(шкивы, зубчатые колеса), называются валами и осями. Валы передают крутящий момент вдоль своей оси вращения и испытывают напряжения изгиба и кручения

Оси не передают крутящий момент и нагружаются только изгибающими напряжениями.Валы и оси имеют аналогичные формы и одну общую функцию- поддерживать насаживаемые на них детали.

По условиям нагружения	По конструкции	По форме оси вала	По расположению в механизме
Валы нагружены изгибающими и крутящими моментами	Гладкие	С прямой осью	Входные
Торсионные валы нагружены только крутящим моментом	Ступенчатые	С ломанной осью(коленчатые валы)	Промежуточные
Оси нагружены только изгибающим моментом	Ступенчатые	С криволинейной осью(гибкие)	Выходные

ПО конструкций оси делят на 2 основные группы:

1)Подвижные оси вращающиеся в опорах вместе с насаженными на них деталями

2)Неподвижные оси, служащие опорами для вращающихся на них деталей

Насаживаемые на оси и валы детали крепят посредством шпонок либо шлицев. В осевом направлений детали относительно валов и осей фиксируется при помощи распорных колец или втулок, а также наличию на валах буртиков и заплечиков.

Оси и валы опираются на неподвижные опорные части-подшипники и подпятники. Участки осей и валов, непосредственно соприкасающимся с опорами, называют цапфами. Концевые цапфы называют шипами, а промежуточные цапфы- шейками. Торцы, упирающиеся в неподвижную опору и препятствующие осевому смещению вала, называют пятами. Они могут быть плоскимиЮ шаровыми и коническими.

Промежуточные уступы вала(оси) называют заплечиками. Величина заплечика должна быть равна (D-d)/2=2..3 мм. Сопряжение двух соседних участков валов различных диаметров желательно выполнять посредством плавного перехода- дугой как можно большего радиуса-галтель. Она снижает концентрацию напряжений в месте перехода от одного диаметра вала к другому.

34.Проектный расчет валов

Проектный расчет валов и опорных конструкций.

Проектный расчёт ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: её диаметр d и длину l.

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия).

Выбор подшипника для данных условий работы редуктора зависит от ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа

передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Выбор вала зависит от количества и размеров ступеней, и соответственно от количества и размеров установленных на вал деталей.

3.1. Выбор материала валов.

Для изготовления валов редуктора двигателя серии 4А типа М132S4УЗ используем легированную сталь 45 .

Термообработка – улучшение. При данном виде термообработки повышается прочность, что является резервом нагрузочной способности вала.

3.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Проектный расчёт валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения. Для компенсации этого значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах []к = 10...15 Н/мм2. Меньшие значения []к для быстроходных валов, большие значения []K для тихоходных валов.

Вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.