Определение сдвигающей нагрузки в групповом резьбовом соед-ии.

Z=8; F_Fx=F_x/z; F_Fy=F_y/z; ρ₁=ρ₄=ρ₈=ρ_max; ρ₂=ρ₃=ρ₆=ρ₇

Предположим что под действием момента M_z пл-сть стыка повернется на некот угол, при этом величина линейной деформации будет прямопропорц-на расстоянию до центра масс. Поэтому болты находящиеся на большом расс-ии от т О будут испытывать большую нагрузку (больш деформация вызывается большой нагрузкой). Величина этой нагрузки прямопропорц-на расст-ию болта до центра масс.

ρ_max=> F_Mz^max; ρ_i= F_Mzi; F_Mz^max/ρ_max= F_Mzi/ρ_i

F_Mzi= (F_Mzmax) ρ_i/ρ_max; F_Mzmax= F_Mz1,4,5,8; F_Mz3= (F_Mzmax) *ρ₃/ρ_max

M_z=∑F_Mzi ρ_i; M_z= F_Mzmax*(1/ρ_max)∑ ρ²_i

F_Mzmax= M_z ρ_max/∑ρ²_i

Наиболее нагруженным будет 5-й болт от суммарного воздействия F_x F_y F_z

F_∑max= F_∑5= F_Fx+F_Fy+F_Mzmax

Определение отрывающей нагрузки в групповом резьбовом соед-ии.

x₁= x₂ =…x₈ = x_max; y₁= y₄ =y₈ = y₈=y_max; y₂= y₃ =y₆ =y₇

F_Mz3= (F_Mzmax) *ρ₃/ρ_max; F_Fz=F_z/z;

Наиболее нагруженным будет 1 и 8 болт

F_Mx1,8/ F_Mx2,7= y₁/y₂; F_Mx2,7= F_Mx1,8* y₂/y

F_Mxmax= F_Mx1,8; y_max= y₂/y; F_Mxi=M_xmax*(y_i/y_max); M_x=∑F_Mxiyi;

M_x=(F_Mx1*y₁+ F_Mx2*y₂)2m; m – число попереч к оси х рядов болтов, m=2

M_x=2mF_Mxmax*(1/ y_max) ∑y; n – число болтов одном поперечном ряду по одну сторону от оси; m=2; n=2

F_Mxmax=(M_xy_max)/(2m∑y_i)

Аналогично можно получить: F_Mymax=(M_yx_max)/(2m∑x²_i)

Наиболее нагруженным от момента будут 1-4 болты от суммир-го воздействия моментов и силы F_z наиболее нагруженным будет 1-й болт

F – макс суммарная отрывающая нагрузка; F= F_∑1= F_Fz+ F_Mxmax+ F_Mymax

F_б= 1,3F_зат+χF

Шпоночные соединения

Передают вращающий момент между валом и колесом. Образуются посредством шпонки, установленной в сопряжённые пазы вала и колеса.

Шпонка имеет вид призмы, клина или сегмента, реже применяются шпонки других форм.

Шпоночные соединения:

• просты, надёжны;

• удобны в сборке-разборке;

• дёшевы.

Шпонки, однако:

• о слабляют сечение валов и ступиц колёс;

• концентрируют напряжения в углах пазов;

• нарушают центрирование колеса на валу (для этого приходится применять две противоположные шпонки).

Шпоночные соединения могут быть:

• ненапряжёнными, выполняемыми призматическими или сегментными шпонками. Они передают момент только боковыми гранями;

• напряжёнными, выполняемыми клиновыми шпонками. Они передают момент за счёт сил трения по верхним и нижним граням.

Шпонки всех основных типов стандартизованы.

Для призматических шпонок стандарт указывает ширину и высоту сечения. Глубина шпоночного паза в валу принимается как 0,6 от высоты шпонки.

Призматические и сегментные шпонки всех форм испытывают смятие боковых поверхностей и срез по средней продольной плоскости:

; ,

здесь h – высота сечения шпонки, d – диаметр вала, b – ширина сечения шпонки, l – рабочая длина шпонки (участок, передающий момент).

Исходя из статистики поломок, расчёт на смятие проводится как проектный. По известному диаметру вала задаются стандартным сечением призматической шпонки и рассчитывают её рабочую длину.

Расчёт на срез – проверочный. При невыполнении условий прочности увеличивают рабочую длину шпонки.

Шлицевые соединения

Образуются выступами на валу, входящими в сопряжённые пазы ступицы колеса. Как по внешнему виду, так и по динамическим условиям работы шлицы можно считать многошпоночными соединениями. Некоторые авторы называют их зубчатыми соединениями.

В основном используются прямобочные шлицы (а), реже встречаются эвольвентные (б) ГОСТ 6033-57 и треугольные (в) профили шлицов.

Прямобочные шлицы могут центрировать колесо по боковым поверхностям (а), по наружным поверхностям (б), по внутренним поверхностям (в).

В сравнении со шпонками шлицы:

• имеют большую несущую способность;

• лучше центрируют колесо на валу;

• усиливают сечение вала за счёт большего момента инерции ребристого сечения по сравнению с круглым;

• требуют специального оборудования для изготовления отверстий.

Основными критериями работоспособности шлицов являются:

• сопротивление боковых поверхностей смятию (расчёт аналогичен шпонкам);

• сопротивление износу при фреттинг-коррозии (малые взаимные вибрационные перемещения).

Смятие и износ связаны с одним параметром – контактным напряжением (давлением) _см. Это позволяет рассчитывать шлицы по обобщённому критерию одновременно на смятие и контактный износ. Допускаемые напряжения []_см назначают на основе опыта эксплуатации подобных конструкций.

Для расчёта учитывается неравномерность распределения нагрузки по зубьям ,

где Z – число шлицов, h – рабочая высота шлицов, l – рабочая длина шлицов, d_ср – средний диаметр шлицевого соединения. Для эвольвентных шлицов рабочая высота принимается равной модулю профиля, за d_ср принимают делительный диаметр.

Условные обозначения прямобочного шлицевого соединения составляют из обозначения поверхности центрирования D, d или b, числа зубьев Z, номинальных размеров d x D (а также обозначения полей допусков по центрирующему диаметру и по боковым сторонам зубьев). Например, D 8 x 36 H7/g6 x 40 означает восьмишлицевое соединение с центрированием по наружному диаметру с размерами d = 36 и D = 40 мм и посадкой по центрирующему диаметру H7/g6.

Механические передачи

Мех передача – это механизм предназначенный для передачи энергии т двигателя к рабочему органу машины как правило с преобразованием нагрузки и скорости, а иногда законов и видов движения

Класс-ия:

-Основанные на трении: с непосредственным контактом (фрикционные); с использованием гибкой связи (клиноременные передачи);

-Основанные на зацеплении: с непосредственным контактом (зубч передачи, винт-гайка); с использованием гибкой связи (цепные передачи)

Хар-ки мех передач

1.Энергетические (силовые) Р₁ Р₃ – мощность на входе, выходе Т₁ Т₃ – момент вход выход валов

Р, кВт (Рдв, Р, Ра, Р₃, Р_ром) – мощность

n, мин^-1 (n_дв n₁ n₂ n₃ n_дв)

Т, нм (Т_дв Т₁ Т₂ Т₃ Т_дв) –момент; Т=9550 Р/ n

В люб мех передаче различают входной вал (I) и выходной вал (III). Вал (II) промежуточный, их может быть несколько. Передача между 2-мя соед-ми валами наз ступенью.

I -II – 1-я ступень; II-III – 2-я ступень

2.Кинематические хар-ки

n₁ n₂ – частота вращ (об/мин); угловая скорость ω₁ ω₂ с^-1; ω=πn/30 с^-1

3.Временные хар-ки

L_h – срок службы передачи в часах

Вспомогат-ые (производные) хар-ки передачи:

1.К.п.д. η=Р₃/Р₁

К.п.д мех передачи состоящей из неск-х последоват расположенных ступеней = произведению к п д отдел-х этих ступеней.

η=П η_i ; i=1÷n

2.Передаточное число

i – передат-ое отношение; u – передат число; i=u; i₁₃= n₁/n₃

(u) опред-ся через числа зубьев, либо через диаметр. Передат отношение передачи, состоящей из неск последоват располож-х ступеней = произведению передат отношению отдел-х этих ступеней.

i= Пi_j; i_{I -II} = i_1-2= n₁/n₂; |i_{II –III}| = |i_3-4|= n₂/n₃; |i_{I -II}|*|i_{II –III}| = n₁/n₂ *n₂/n₃=|i_{I -III}|

|u_{I -II}|=|u_1-2|= z₂/z₁; |u_{II –III}| = |u_3-4|= z₄/z₃

Мех передачи бывают повышающие |u|<1, и понижающие |u|>1

Понижающая передача понижает обороты и повышает крут момент (редуктор). Повыш-ий передача повышает обороты, понижает момент наз мультипликатор. В мех передачах передат число может меняться плавно(вариатор), ступенчато(КПП), либо оставаться постоянным.