98. Самоторможение и к. П. Д. Винтовой пары.

Условие самоторможения можно записать в виде Т_отв > 0,

где Т_отв определяется по формуле (1.8). Рассматривая самоторможение только в резьбе без учета трения на торце гайки, получим tg( — )> 0;

или  > ;(1.9)

Для крепежных резьб значение угла подъема  — лежит в пределах 2 ° 30'. . .3°30', а угол трения  изменяется в зависимости от коэффициента трения в пределах 6° (при f  0,1). . .16° (при f  0,3). Таким образом, все крепежные резьбы — самотормозящие. Ходовые резьбы выполняют как самотормозящими, так и несамотормозящими.

Приведенные выше значения коэффициента трения, свидетельствующие о значительных запасах самоторможения, справедливы только при статических нагрузках. При переменных нагрузках и особенны при вибрациях коэффициент трения существенно снижается (до 0,02 и ниже). Условие самоторможения нарушается. Происходит самоотвинчивание.

К. п. д. винтовой пары () — представляет интерес для винтовых механизмов. Его можно вычислить по отношению работы, затраченной на завинчивание гайки без учета трения, к той же работе с учетом трения. Работа завинчивания равна произведению момента завинчивания на угол поворота гайки. Так как углы поворота равны и в том и в другом случае, то отношение работ равно отношению моментов Т_зав /T _зав в котором T _зав определяется по формуле (1.6),

Т_зав — по той же формуле, но при f=0 и =0:

= Т_зав /T _зав = tg /[(D_ср/d) f + tg ( + )], (1.10)

Учитывая потери только в резьбе (T_T =0), найдем к. п. д. собственно винтовой пары

 = tg /( + ). (1.11)

В самотормозящей паре, где <, <0,5. Так как большинство винтовых механизмов самотормозящие, то их к. п. д. меньше 0,5.

Формула (1.11) позволяет отметить, что  возрастает с увеличением  и уменьшением .

Для увеличения угла подъема резьбы  в винтовых механизмах применяют многозаходные винты. В практике редко используют винты, у которых  больше 20. . .25°, так как дальнейший прирост к. п. д. незначителен, а изготовление резьбы затруднено. Кроме того, при большем значении  становится малым выигрыш в силе или передаточное отношение винтовой пары.

Для повышения к. п. д. винтовых механизмов используют также различные средства, понижающие трение в резьбе: антифрикционные металлы, тщательную обработку и смазку трущихся поверхностей, установку подшипников под гайку или упорный торец винта, применение шариковых винтовых пар и пр.

99. Силы, действующие в зубчатых передачах и их расчет

100. Напряжения в ремне передачи.

Напряжения от начального натяжения:

принимают ₀ = 1,2 ... 1,8 МПа — для прорезиненных ремней, ₀ = 50 МПа — для капроновых ремней, А — площадь поперечного сечения ремня.

Напряжение от действия центробежных сил:

_ц = 10 ^-3v² , где  = 1,2 ... 1,25 Г/см³ — плотность ремня.

Напряжения от изгиба ремня :

где h — толщина ремня, E — приведенный модуль упругости: E = 200 ... 300 МПа — для прорезиненных ремней, E = 600 МПа — для капроновых ремней. E = 500 ... 600 МПа — для клиновых кордотканевых ремней.

Для ремней критическая окружная скорость на шкиве определяют по формуле _, при которой _ц = ₀ передача не может передавать движение. Найвыгоднейшая скорость для ременных передач 20 ...25 м/с, а наибольшая допустимая 30 ... 35 м/c. Тяговая способность ременной передачи. Фактическую тяговую способность передачи характеризует окружная сила F_t или вращающийся момент T. где — коэффициент тяги.

Для получения высокой тяговой способности передач рекомендуется обеспечивать   150 для плоскоременной передачи и   120 — для клиноременной передачи.