15) Силы в зацеплении червячной передачи

В зацеплении червяка и червячного колеса (рис.13.6) действуют силы:

Рис.13.6. Силы в задеты

круговая сила на червячном колесе (осевая на червяке)

 (13.17)

круговая сила на червяке (осевая на колесе)

 (13.18)

радиальная сила   (13.19)

нормальная сила 

С учетом угла наклона   зубцов колеса нормальная сила может быть определена как

 (13.20)

16)  

Расчет резьбового соединения на прочность при осевом и поперечном статическом нагружении

Замечено, что выход из строя болтов, винтов, шпилек и т. п. обыч­но происходит вследствие разрыва (или вытяжки) их стержня (рис. 34) по резьбе или переходному сечению у головки. Вследствие разрушения или повреждений резьбы резьбовые изделия выбывают из строя реже.

Рис. 34. Деформация болта при работе

 

Для обеспечения прочности резьбовых соединений для болта определя­ют диаметр d_s в его опасном сечении (в дальнейшем для краткости под словом «болт» будем подразумевать и другие резьбовые из­делия: винты, шпильки, стержни с резьбой и т. п.). Затем определяют его остальные размеры. Размеры болта, гайки, шайбы принимают в зависимо­сти от диаметра резьбы по соответствующим ГОСТам.

Расчет незатянутого болта, нагруженного внешней растягивающей силой.    

Этот случай встречается редко. Примером служит нарезанный участок крюка для подвешивания груза. Опасным бывает сечение, ослабленное резьбой. На рис. 35 показан пример такого резьбового соединения. Стержень крюка работает только на растяжение. Резь­бовое соединение, рассматриваемое в данном случае, называют ненапряженным.

Рис.35. Грузовой крюк с обоймой

 

Проверочный расчет ненапряженного болтового соединения. Условие прочности на растяжение:

                                                                        (9)

где   и   — соответственно расчетное и допускаемое напряжения растя­жения в поперечном сечении нарезанной части болта; F — растягивающая сила; d₁— внутренний диаметр резьбы болта.

Проектировочный расчет ненапряженного болтового соединения сво­дится к определению внутреннего диаметра резьбы d, из условия прочно­сти (9):

                                                     (10)

где   — допускаемое напряжение на растяжение;   — предел те­кучести материала болта;    — допускаемый коэффициент за­паса прочности. Для болтов из углеродистой стали принимают  . Большие значения коэффициента запаса  принимают при невысокой точности определения величины нагрузки F или для конструкций повышенной ответственности.

 

Расчет затянутого болта, ненагруженного внешней осевой силой.

Болт испытывает растяжение и круче­ние только от затяжки. Требуемую силу за­тяжки болта определяют в зависимости от характера нагружения резьбового соедине­ния. В машиностроении такие болтовые соединения встречаются в клеммовых со­единениях (рис.36), в креплениях люков, крышек и т. п. В таких соеди­нениях стержень болта растягивается силой затяжки F₃

Рис. 36. Клеммовое соединение

 

Проверочный расчет производят по   — эквивалентному (приведенно­му) напряжению для опасной точки.

Условие прочности

.                                                                                            (11)

Эквивалентное напряжение определяем по гипотезе энергии формоиз­менения:

                         (12)

Для резьбы

                                                                                            (13)

                                                                            (14)

где   — напряжение растяжения в опасном сечении болта;  — наиболь­шее напряжение кручения; d₁ — внутренний диаметр резьбы;   — ко­эффициент затяжки, учитывающий скручивание стержня болта.

Проектировочный расчет затянутого болта, ненагруженного осевой си­лой. С учетом формул (13) и (14) внутренний диаметр резьбы болта

                                                               (15)

— допускаемое напряжение для болта.

Практикой установлено, что болты с резьбой, меньше М10, можно повредить при недостаточно квалифицированной затяжке. Поэтому в силовых соединениях не рекомендуют применять болты малых диаметров (меньше М8). На некоторых производствах для затяжки болтов используют специальные ключи предельного момента. Эти ключи не позволяют приложить при затяжке момент, больше установленного.

 

Расчет затянутого и дополнительно нагруженного внешней осевой силой болта.

Этот случай является весьма распространенным (фланцевые, фунда­ментные и тому подобные болтовые соединения). Для большинства резь­бовых изделий требуется предварительная затяжка болтов, обеспечиваю­щая плотность соединения и отсутствие взаимных смещений деталей сты­ка. После предварительной затяжки под действием силы предварительной затяжки болт растягивается, а детали стыка сжимаются. Помимо силы предварительной затяжки на болт может действовать внешняя осевая сила. Типичный случай показан на рис.37, где внешняя сила создается за счет давления р. Расчет ведут по результирующей нагрузке болта.

Рис. 37. Болты крепления крышки к сосуду

 

Перечисленные виды резьбовых соединений относят к напряженным соединениям.

Проверочный расчет проводят по условию (9). Рассмотрим два слу­чая расчета. При определении расчетного напряжения а_р в качестве силы, растягивающей болт, принимается: F_o — осевая сила, растягивающая болт, действующая на него после предварительной затяжки и приложения к нему внешней силы F, или F_p — осевая, растягивающая болт сила при от­сутствии последующей подтяжки. Осевые силы:

                                                    (16)

                                                (17)

где К₃ — коэффициент затяжки болта (для соединения без прокладок при переменной нагрузке К₃ = 1,25 ÷ 2,0; для соединения с прокладками  );   — коэффициент внешней (основной) нагрузки (для соединения без про­кладок  = 0,2 ÷  0,3; для соединения с упругими прокладками   = 0,4 ÷ 0,9).

Проектировочный расчет затянутого болта с дополнительной осевой на­грузкой при отсутствии последующей затяжки:

                                                                     (18)

                                                                     (19)

17) Галтель - это радиусное сопряжение двух разных диаметров на одной детали. Галтель предназначена для уменьшения концентрации напряжений в месте резкого перехода от меньшего диаметра к большему.

Переходные участки являются концентраторами напряжений. Для уменьшения концентрации напряжения и повышения прочности переходы в местах изменения диаметров вала или оси делают плавными. Криволинейную поверхность переходного участка называют галтелью. Галтели бывают постоянной и переменной кривизны. Для выхода шлифовального круга переходные участки нередко выполняют с канавкой (проточка) определённого профиля (рис. 3.45).

 

 

Рис.  3.45. Переходные участки валов: а – проточка;

б – галтель постоянного радиуса; в – галтель переменного радиуса;  г – разгрузочная канавка; д – разгрузочное отверстие

 

Эффективным средством при снижении концентраций напряжений переходных участков является повышение их податливости посредством выполнения разгрузочных канавок, увеличения радиусов галтелей, выполнения отверстий в ступенях большего диаметра (рис. 3.45, г, д).

Прямые валы изготавливают преимущественно из углеродистых и легированных сталей: сталь Ст5 – для валов без термообработки; сталь 45 или 40Х – для валов с термообработкой (улучшение); сталь 20 или20Х – для быстроходных валов на подшипниках скольжения, у которых цапфы подвергаются химико-термической обработке.

 

18) Болт нагружен поперечной силой (фиг. 265, б).  Болт типа I вставляется в отверстие с зазором и под действием поперечной силы Р будет изгибаться. Для того чтобы изгиба не произошло, необходимо либо уничтожить проскальзывание деталей относительно друг друга, сильно затянув гайку, либо вообще разгрузить болт от поперечных усилий. Чтобы детали не проскальзывали друг по другу, нужно сжать их с такой силой N, которая создает силу трения, примерно равную поперечной силе Р. Возможное изменение коэффициента трения учитывается коэффициентом запаса. Коэффициент запаса обычно берется равным 1,2:

fN = 1,2P, откуда N = 1,2P/f

Расчет болта в данном случае будет производиться на растяжение силой, равной 1,3N:

1,3N = ?d₁² * [?]_p/ 4   кг.

Болт может быть разгружен от действия поперечной силы с помощью специальных приспособлений: шпонок, штифтов или втулок (фиг. 266 слева направо).

Фиг.266. Разгрузка болта от действия поперечной силы

В данном случае расчет сводится к расчету на срез этих разгрузочных приспособлений.

Болт типа II (фиг. 260, б) вставляется в отверстие с натягом, поэтому стержень такого болта рассчитывается на срез поперечной силой Р. Расчетное уравнение болта будет

Р = ?d₂² * [?]_ср / 4   кг,

где d₂ — диаметр утолщенной части болта в см; [?]_ср — допускаемое напряжение на срез, которое принимается равным (0,2-0,3)?_Т, где ?_Т — предел текучести материала болта. Резьбовая часть болта проверяется по усилию затяжки Р_зат.

19)

Расчет прочности стыкового шва при работе его на осевые усилия производится в предположении равномерного распределения напряжений по поперечному сечению шва. Это предположение более или менее справедливо, если шов не дефектный.  В дефектном шве, как, например, показано нафигуре, б, поток силовых линий, проходящих внутри листа, не равномерен и, отклоняясь от оси, создает опасный дополнительней изгибающий момент. Для устранения этого необходимо про изводить подварку, которая делается после тщательной вырубки грата (шлаковин), скопляющегося в корне шва.  За расчетное сечение стыкового шва при расположении стыка перпендикулярно оси элемента (прямой стык) принимается площадь сечения по линии II — II, но без учета усиления подваркой и наплавленного валика сверху, т. е.

 

где δ — толщина свариваемых элементов;  l_ш — расчетная длина шва, равная фактической длине за вы четом 10 мм (учитывающих образование кратера и непровары у краев листа). Напряжение в шве проверяется по формуле 

где R^CB — расчетное сопротивление сварного шва встык растяжению или сжатию, принимаемое по таблицеРасчетные сопротивления сварных швов в кг/см²;  м — коэффициент условий работы конструкции или элемента.  Поскольку расчетные сопротивления растяжению сварных соединений встык, осуществленных ручной и полуавтоматической сваркой, при обычном способе контроля за качеством швов ниже, чем основного стыкуемого металла, то при прямом стыке нельзя полностью использовать напряжения в основном металле по сечению I — I, так как эти напряжения не могут быть больше, чем mR^св_р. 

20) Коэффициент основной нагрузки определяет ту часть нагрузки, которая приходится на болты (или шпильки) фланцевого соединения. Коэффициент основной нагрузки болта показывает, какая часть рабочей нагрузки на условное одиночное соединение передается на болт (остальная часть воспринимается стыком).

21) В современном производстве используется большое количество ремней, они бывают зубчатыми, полиуретановыми, приводными и, наконец, клиновыми.

Клиновые ремни являются разновидностью резиновых технических изделий ( РТИ ). Ремни этого типа нашли применение в различных областях промышленности и сельскохозяйственной деятельности. Основное назначение клиновых ремней – повысить производительность двигателя и, при этом, обеспечить бесшумность.

По конструкции различают   кордтканевые и кордшнурованые клиновые ремни.

 

Кордтканевые клиновые ремни.

Применяются в приводах общего назначения. Корд выполняется из нескольких слоев вискозной, лавсановой или капроновой ткани, которая в дальнейшем крепится к нейтральному слою ремня. Внешняя сторона клинового ремня завернута в несколько слоев (обычно два-три) прорезиненной ткани.

 

Кордшнурованые клиновые ремни.

Используются, если в передаче требуются шкивы малого диаметра. По сравнению с кордтканевыми клиновыми ремнями кордшнурованые ремни являются менее долговечными. Корд в ремнях подобного типа состоит из ряда анидных шнуровок. Кордшнурованые клиновые ремни гибче, чем кордтканевые.

 

Клиновые ремни крепятся к двигателям различных механизмов и производственных машин. По назначению выделяют следующие разновидности ремней: вариаторные (или широкие) клиновые ремни, вентиляторные, поликлиновые, плоскозубчатые и приводные ремни . Отдельно стоит отметить такие разновидности клиновых ремней, как узкие и плоскозубчатые ремни.

 

Вариаторные клиновые ремни .

Применяются в промышленной и сельскохозяйственной технике, там, где требуется бесступенчатая регулировка передачи. Это конвейеры, деревообрабатывающие станки, автомобили и другие механизмы.

 

Вентиляторные ремни.

Применяются в промышленных и бытовых вентиляторах. В сечении вентиляторные ремни могут быть в пределах от 8*8 до 28*13.

 

Поликлиновые ремни .

Применяются преимущественно для сельскохозяйственных нужд, их монтируют на косилки и комбайны. Так же поликлиновые ремни используются в нерудной промышленности для транспортировки сыпучих веществ, например, песка. Ремни имеют зубчатую (с треугольным сечением) форму. 

Плоскозубчатые ремни .

Для обеспечения работы более мощной техники применяются ремни с трапециевидными или шарообразными зубцами. Вторая сторона такого ремня чаще всего гладкая, но бывают и клиновые ремни с двусторонними зубьями . Зубцы ремня располагаются на одинаковом расстоянии друг от друга.

Поликлиновые ремни (см. рис. 2, в) — бесконечные плоские ремни с продольными клиновыми ребрами на внутренней поверхности. Эти ремни сочетают гибкость плоских ремней и

повышенное сцепление со шкивами, характерное для клиновых ремней.

Поликлиновые приводные ремни имеют плоскую наружную поверхность и продольные клиновые выступы на внутренней стороне. Поликлиновые ремни армируются шнуровым кордом. Некоторые виды поликлиновых приводных ремней характеризуются наличием усеченных клиновидных ребер, что увеличивает гибкость, снижает теплообразование и улучшает сопротивление распространению трещин. Такая конструкция дает возможность ремню работать при чрезвычайно высоких скоростях вращения шкивов с малым диаметром. Конструкция с усеченными ребрами способствует увеличению загрузочной способности и снижению требований к попаданию инородных частиц в пазы шкива. Полиэфирный элемент, работающий на растяжение, обеспечивает превосходную сопротивляемость к усталости и к ударным нагрузкам. Поверхность поликлиновых ремней изготовлена из материала с высокой сопротивляемостью воздействию масел и тепла. Поликлиновые приводные ремни имеют сечения PJ, PL и РМ с эффективной длиной от 406 мм до 9931 мм.