17. Геометрические параметры резьбы. Расчет резьбовых соединений

Резьбовым называют соединение составных частей изделия с применением детали, имеющей резьбу. Резьба получается прорезанием на поверхности стержня канавок при движении плоской фигуры – профиля резьбы (треугольника, трапеции и т.д.)

Основные геометрические параметры резьбы Наружный диаметр болта d, гайки D (рис.4.3.3.3); внутренний диаметр болта d₁, гайки D₁; средний диаметр болта d₂, гайки D₂; угол профиля a; шаг резьбы р – расстояние между одноименными сторонами двух соседних витков в осевом направлении ; ход резьбы р_h = zp – расстояние между одноименными сторонами одноименными сторонами одного и того же витка в осевом направлении; число заходов z; угол подъёма резьбы ( чем больше заходность резьбы, тем больше угол подъема резьбы).

Основным критерием работоспособности крепёжных резьбовых соединений является прочность. При расчёте резьбы условно считают, что все нитки резьбы нагружены одинаково, а неточность в расчёте компенсируют значением допустимого напряжения. Условие прочности резьбы на срез имеет вид:

где Q – осевая сила, А_ср – площадь среза витков нарезки. Условие прочности резьбы на смятие имеет вид:

где А_см – условная площадь смятия.

Расчёт незатянутых болтов Условие прочности нарезанной части стержня на растяжение имеет вид:

Расчёт затянутых болтов Согласно условию прочности запишем

где Q_расч = 1,3Q, допускаемое напряжение при растяжении. Допускаемые напряжения при расчёте на растяжение: расчёте на срез: при расчёте на смятие:

31. Расчет подшипников качения на долговечность

Часто подшипники пред­варительно выбирают по конструктивным соображениям. Тогда расчетом проверяют их долговечность (ресурс). Под номинальной долговечностью (расчетным сроком службы) понимают срок службы подшипников, в тече­ние которого не менее 90% из данной группы при одинаковых условиях должны проработать без появления признаков усталости металла.

Долговечность подшипника  зависит от величины и направления дей­ствия нагрузки, частоты вращения, смазки и т. д., а также и от его динами­ческой грузоподъемности С. Из формулы (8) долговечность подшипника

;

,

Где значение динамической грузоподъемности определяют по формулам:

Эквивалентную динамическую нагрузку  вычисляют по формуле

где  — приведенная (эквивалентная) нагрузка (должна быть подставлена в тех же единицах, что и параметр Q; L — требуемая долговечность вра­щающегося подшипника, млн. об., (принимается 0,5—30 000 млн. об.);  — то же, ч;  — коэффициент, зависящий от характера кривой усталости (для шариковых подшипников  = 3,0; для роликовых  = 10/3); п — частота вращения кольца, об/мин; а₁ — коэффициент надежности,  (безотказ­ная работа); а₂₃ — коэффициент качества, обычно  (шарико­вые),  (роликовые конические).

33. Расчет подшипников скольжения

Подшипники скольжения чаще всего выходят из строя вследствие абразивного изнашивания или заедания. В машинах, где подшипники вос­принимают большие ударные и вибрационные нагрузки, возможно устало­стное разрушение рабочего слоя вкладышей.

Интенсивность изнашивания зависит от давления между цапфой и вкладышем, материалов, из которых они изготовлены, стойкости масляной пленки и долговечности сохранения смазывающих свойств масла.

Условный расчет подшипников скольжения производят по среднему давлению р_с между цапфой и вкладышем и по произведению этого давления на окружную скорость скольжения цапфы v, т. е. по параметру p_cv.

Условие нормальной работоспособности подшипников скольжения и подпятников в условиях граничного трения:

,                                                                                   (1)

,                                                                              (2)

где р_с — действительное среднее давление между цапфой и вкладышем (или пятой); v — окружная скорость цапфы; [р_с] — допускаемое давление и [p_cv] — допускаемое значение критерия (можно выбирать по табл. 1).

Среднее рабочее давление между цапфой и вкладышем (рис. 12) определяют по формуле

,                                                       (3)

где F_r — радиальная нагрузка на подшипник; d — диаметр цапфы; l — дли­на цапфы; dl — проекция опорной поверхности на диаметральную плос­кость.

 

Расчетная окружная скорость цапфы

                                                                                               (4)

где — угловая скорость цапфы; d — ее диаметр.

Среднее рабочее давление под пятой (рис. 8, б)

                                                                       (5)

где F_a — осевая нагрузка; d и d₀ — диаметры пяты;

К = 0,8...0,9 — коэффициент, учитывающий уменьшение опорной по­верхности из-за наличия смазочных канавок.

Расчетная окружная скорость вала

,                                                                                                   (6)

где  — заданная угловая скорость вала; - приведенный радиус; d и d₀ — диаметры пяты.