Призматические шпонки рассчитывают на смятие
где [Мкр mах]- наибольший допускаемый крутящий момент, H м;
Мкр - крутящий момент на валу, Н м;
l - рабочая длина шпонки, мм;
d - диаметр вала, мм;
b и h - ширина и высота шпонки, мм;
К - выступ шпонки от шпоночного паза, мм;
[τср] - допускаемое напряжение на срез, МПа;
[σсм] - допускаемое напряжение на смятие, МПа;
В случае установки двух противоположно расположенных шпонок вводят поправочный коэффициент 0,75.
В машиностроении принимают [σсм] = (0,3 ... 0,5) σт для неподвижных соединений и [σсм] = (0,1 ... 0,2 )σт для подвижных соединений, где σт - предел текучести материала шпонки.
Кинематика червячных передач
Скорость скольжения в передаче. Передаточное число
Во время работы червячной передачи витки червяка сколь¬зят по зубьям червячного колеса рис. 2.5.11. Скорость скольжения направлена по касательной к винтовой линии делительного цилиндра червяка и определяется из параллелограмма скоро¬стей
(2.5.11)
Как видно из формулы, всегда us> u1. Большое сколь¬жение в червячной передаче повышает изнашиваемость зубьев червячного колеса, увеличивает склонность к заеданию.
Передаточное число червячной передачи определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачивается на число зубьев, равное числу витков червяка:
(2.5.11)
где и — угловые скорости червяка и колеса;
z1 и z2 — число витков червяка и число зубьев колеса.
На практике в силовых передачах применяют червяки с чис¬лом витков z1 = 1; 2; 4. С увеличением z1 возрастают технологиче¬ские трудности изготовления передачи и увеличивается число зубьев червячного колеса z2. Число витков червяка z1 зависит от передаточного числа и.
Рисунок 2.5.11 схема определения скорости скольжения в червячной передаче
Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе на¬резания зубьев принимают z2?26. Оптимальным является z2 = = 40...60. Диапазон передаточных чисел в этих передачах u = 10...80.
Вариаторы Основным критерием работоспособности фрикционных передач с указанными катками является усталостная прочность.
Расчет затянутых болтов.Пример затянутого болтового соединения – крепление крышки люка с прокладкой, где для обеспечения герметичности необходимо создать силу затяжки Q(рис.2.5). При этом стержень болта растягивается силой Qи скручивается моментом Мр в резьбе.
Рис. 2.5. Затянутое болтовое соединение
Напряжение
растяжения
,
максимальное напряжение кручения τк
= Мр/Wp, где
–
момент сопротивления кручению сечения
болта; Мр= 0,5Qd2tg(ψ+
φ'). Подставив
в эти формулы средние значения угла
подъема ψ
резьбы,
приведенного угла трения φ'
для
метрической крепежной резьбы, и применяя
энергетическую теорию прочности, получим
Отсюда,
согласно условию прочности σэкв
≤ [σр],
запишем
где
Qрасч= 1,3Q, а [σр]
– допускаемое напряжение при растяжении.
Таким образом, болт, работающий на растяжение и кручение, можно условно рассчитывать только на растяжение по осевой силе, увеличенной в 1,3 раза. Тогда
Здесь
уместно отметить, что надежность
затянутого болтового соединения в
значительной степени зависит от качества
монтажа,т.е. от контроля затяжки при
заводской сборке, эксплуатации и ремонте.
Затяжку контролируют либо путем измерения
деформации болтов или специальных
упругих шайб, либо с помощью динамометрических
ключей.
Расчет затянутого болтового соединения, нагруженного внешней осевой силой.Примером такого соединения может служить крепление zболтами крышки работающего под внутренним давлением резервуара (рис.2.6). Для такого соединения необходимо обеспечить отсутствие зазора между крышкой и резервуаром при приложении нагрузки Rz,иначе говоря, обеспечить нераскрытие стыка. Введем следующие обозначения: Q– силапервоначальной затяжкиболтового соединения; R– внешняя сила, приходящаяся на один болт; F– суммарная нагрузка на один болт (после приложения внешней силы R).