84. Расчет прочности конических колес с не прямыми зубьями

Выполняют по параметрам биэквивалентного колеса (двойное приведение).

Диаметр и число зубьев биэквивалентного колеса:

85. Расчет на прочность стержня винта (болта) при различных случаях нагружения

Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой. Примером служит нарезанный участок крюка для подвешивания груза (рис. 1.18). Опасным является сечение, ослабленное нарезкой. Пло­щадь этого сечения оценивают приближенно по внутреннему диаметру d₁ резьбы. Условие прочности по напряжениям растяжения в стержне:

(1.16)

Допускаемые напряжения см. справочную литературу.

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин (рис. 1.19). В этом случае стержень болта рас­тягивается осевой силой F_зат возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе Тр—см. формулу (1.5), где F равна F_зат. Напряжение растяжения от силы F_зат,

Напряжение кручения от момента Т_Р :

Требуемое значение силы затяжки F_зат = А _см, где А — площадь стыка деталей, приходящаяся на один болт, _см — напряжение смятия в стыке деталей, значение которого выбирают по условиям герметичности .

Прочность болта определяют по эквивалентному напряжению:

(1.18)

Вычисления показывают, что для стандартных метрических резьб,_экв= 1,3 .

Это позволяет рассчитывать прочность болтов по упрощенной фор­муле:

(1.19) Расчетами и практикой установлено, что болты с резьбой меньше M10... .М12 можно разрушить при недостаточно квалифицированной затяжке. Например, болт с резьбой Мб разрушается при силе на клю­че, равной 45Н; болт с резьбой М12 — при силе 180 H (см. табл. 1.6). Поэтому в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендуют приме­нять болты малых диаметров (меньше М8). На некоторых заводах для затяжки болтов используют специальные ключи предельного момента. Эти ключи не позволяют приложить при затяжке момент больше уста­новленного. В таком случае отпадает необходимость ограничивать применение болтов малых диаметров (при условии, что ключи предельного момента применяют и в эксплуатации).

86. Расчет открытых червячных передач.

Открытые червячные передачи рассчитывают на контактную прочность как и закрытые, так как для них опасность заедания более существенна чем закрытых.

Иногда в открытых передачах при большом числе зубьев прочность на изгиб оказывается недостаточной. В этих редких случаях определяют модуль зацепления из проектного расчета на изгиб:

где K_из = 1,5 — коэффициент учитывающий изнашивание, q - задаются по ГОСТ 19672—74.

87. Упрощенный (условный) расчет подшипников скольжения

Упрощенный расчет подшипников скольжения основан на опыте конструирования и эксплуатации узлов трения машин, работающих в сходных условиях.

Расчет представляет собой проверку условий: 1) ρ < [р]; 2) ρν < [рv], где ρ = F_r/(ld) - среднее давление в подшипнике; l и d - длина и диаметр цапфы; ν - скорость скольжения. Данные о [р] и [ρv] приводятся в таблицах. Они представляют собой среднестатистические величины, характеризующие определенные конструкции.

Тепловыделение в подшипнике (Вт) W = F_Tρω = f F_rv.

Значения коэффициентов трения, подставляемые в формулы для F_тр и W, должны назначаться исходя из режима трения подшипника: граничного или смешанного. Соответствующие данные приводятся в справочниках