- •Осн. Направл. Развития машиностроения
- •4 Конструкция шарикоподшипников радиальных и радиально – упорных
- •5 Основные критерии работоспособности
- •6. Виды повреждения зубчатых передач
- •7. Виды нагрузок и их распределение
- •8Допускаемые напряжение при статических и переменных нагрузках
- •9. Материалы зубчатых колес и термообработка
- •10. Способы стопорения резьбовых соединений
- •12. Заклепочные соединения. Назначения, технология, классификация.
- •14. Клеммовые соединения. Назначение, применение, виды соединений.
- •15 Шпоночные соединения
- •17.Сварные соединения. Основные виды соединений. Расчеты на прочность при нагружении осевыми силами.
- •1 9.Зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой винта.
- •20. В чем сущность расчета дм на прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость, теплостойкость.
- •25 Расчет корригированных зубчатых зацеплений
- •31.Клеевые и пайные соединения
- •36.Центрирование шлицевых соединений.(неполно)
- •37. Критерии работоспособности и виды повреждений зубчатых передач
- •38. Геометрические параметры червяков, червячных колес и передач
- •40. Стандартные элементы цилиндрических зубчатых колес
- •41.Зубчатые передачи, классификация, назначения, области применения
- •42.Тоность зубчатых передач.
- •43. Расчёт на прочность по контактным напряжениям червячных передач
- •43.Из конспекта
- •44. Допускаемые напряжения зубчатых передач
- •45. Особенности расчёта конических зубчатых передач по контактным напряжениям
- •46. Особенности расчета конических зубчатых передач по напряжениям изгиба.
- •47. Напряжение в ремне ременных передач.
- •48. Определение силы давления на вал от ременной передачи.
- •49. Расчет заклепочных соединений.
- •50. Геометрия и кинематика зубчатых передач. Основные параметры цилиндрических зубчатых передач.
- •51Особенности расчет открытых и закрытых зубчатых передач
- •52. Виды разрушения зубчатых передач
- •53. Силы в зацеплении прямозубых и косозубых колес. Вывод формул.
- •54 Передача винт гайка. Расчет размеров гайки
- •56. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности. Ресурс.
- •57. Конструкция многодисковой фрикционной муфты.
- •58. Расчет резьбы болта.
- •59. Расчет валов по эквивалентному моменту
- •Вертикальной плоскости; в — эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости; г — эпюра крутящего момента; д — эскиз вала
- •60. Трение и смазка подшипников скольжения.
- •61. Конструкция предохранительных муфт
- •62.Геометрические пораметры червячных передач.
- •63. Конструкция глухих муфт
- •64.Условный расчёт подшипников скольжения.
- •6 5. Шпоночные соединения, виды, расчет на прочность.
- •76. Определение эквивалентной нагрузки подшипников качения
- •77 Расчет валов на кручение
- •78. Подшипники качения. Общие сведения, классификация, точность
- •79. Эскиз глухой муфты( втулочной)
- •80. Определение коэф-та запаса прочности для опасного сечения вала
- •81. Упругое скольжение во фрикционной передаче. Геометрическое скольжение
- •82. Конструкция самоустанавливающихся подшипников качения.
- •83. Расчет шпонок
- •84. Расчет фрикционной цилиндрической передачи на контактную прочность
- •85. Проверочные расчеты на прочность для роликовой цепи
- •91. Расчет подшипников качения на долговечность
- •92. Цепные передачи, классификация приводных цепей. Критерии работоспособности
- •93.Конструкция валов, опорных участков
- •Г ладкие 2. Ступенчатые
- •Шейка промежуточная цапфа
- •94.Расчет валов на выносливость
- •95. Смазка подшипников качения
- •Расчет модуля и выбор основных параметров передачи
- •2. Проверка расчетных напряжений изгиба
- •3. Проверка прочности зубьев при перегрузках
- •4. Силы в зацеплении зубчатых колес
- •102. Условия работы фрикционной передачи
- •103. Проверочные расчеты упругой втулочно-пальцевой муфты
43. Расчёт на прочность по контактным напряжениям червячных передач
Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами тел. Червячные передачи, так же как и зубчатые, рассчитывают по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. В отличие от зубчатых в червячных передачах чаще наблюдается износ и заедание, а не выкрашивание поверхности зубьев. Повышенный износ и заедание червячных передач связаны с большими скоростями скольжения и неблагоприятным направлением скольжения относительно линии контакта. Для предупреждения заедания ограничивают значения контактных напряжений и применяют специальные антифрикционные пары материалов: червяк – сталь, колесо – бронза или чугун. Устранение заедания в червячных передачах не устраняет абразивного износа зубьев. Интенсивность износа зависит от значения контактных напряжений. Поэтому расчет по контактным напряжениям для червячных передач является основным.
Основное уравнение:
ƃн =0,148(q4Eпр/pпр(это буква ро)) - выражение в скобках берем под корень.
Для архимедовых червяков радиус кривизны витков червяка в осевом сечении р1(ро)=бесконечности. При этом находим
1/pпр≈2cos2γ/(d2sinα)
По аналогии с косозубой передачей, удельная нагрузка для червячных передач :
qч=FnKн/l∑=Ft2KH/l∑cosαcosγ=2T2KH/d2d1δεαξcosα,
где l∑=d1δεαξ/cosγ – суммарная длина контактной линии, εα =1,8…2,2 – торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса; ξ≈0,75 – коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не по полной дуге обхвата.
ƃн=1,8(EпрТ2КН cos2γ/d22d1δεαξ sin2α)больше либо равно[ ƃн] (выражение в скобках берем под корень.)
Для проектного расчета предыдущую формулу решают относительно d2, заменяя d1=qm=qd2/z2 и принимая α=200,КН≈1,1,γ≈100, 2δ=1000=1,75 рад, ε α =1,9, ξ=0,75. При этом d2=1,25 {EпрТ2/[ ƃн]2(q/z2)}, то что в таких скобках{} берем под корень кубический.
Учитывая аw=0,5 d2(q/z2+1), решаем формулу относительно межосевого расстояния
аw=0,625(q/z2+1) {EпрТ2/ [ ƃн]2(q/z2)}, то что в таких скобках{} берем под корень кубический.
Eпр=2Е1Е2/(Е1+Е2), где Е1 и Е2 – модули упругости материалов червяка и колеса: Е2=2,1*105МПа – сталь; Е2=0,9*105МПа – бронза, чугун. При проектном расчете отношением q/z2 задаются. При этом учитывают следующее. Неравномерность распределения нагрузки в зацеплении существенно зависит от прогиба червяка. В свою очередь, этот прогиб зависит от диаметра червяка и расстояния между опорами. Диаметр червяка пропорционален q, а расстояние между опорами пропорционально диаметру колеса или z2. Поэтому при больших z2 следует принимать большие q. Однако при увеличении q уменьшаются γ и кпд, а также увеличиваются габариты передачи. Для силовых передач принимают q/z2=0,22…0,4.
43.Из конспекта
В качестве исходной формулы принята формула Герца. Витки архимедова червяка имеют профиль прямобочной рейки и радиус кривизны р1=1(ро). Зубья червячного колеса имеют эвольвентный профиль и приведенный радиус кривизны, как для косозубого эвольвентного колеса, будет:
(ро)рν=р2=d2sinα/2cos2γ, т.е. будет больше чем у прямозубого в 1/cos2γ раз.
По аналогии с косозубой передачей удельная нагрузка qr=Fn/l∑=Ft2/ l∑cosα cos γ=2T2*360/ d2d1π2 δεαξcosα, где l∑= π d1/ cos γ*2δ0/3600εαξ – суммарная длина контактных линий.
εα≈1,8…2,2 – коэффициент торцевого перекрытия в средней плоскости червячного колеса. ξ ≈0,75 – коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактных линий (соприкосновение червяка с колесом осуществляется по полной дуге обхвата 2δ).Для расчетов потребуется приведенный модуль упругости: Епр=2Е1*Е2/Е1+Е2 , Е1 и Е2 – модули упругости материалов червяка и колеса. Примем для бронзы Е2=0,9*105 Н/мм2(МПа), для стали Е1=2,15*105 Н/мм2(МПа). Коэффициент Пуассона: ν=0,3(ню), 2δ=1000, γ≈100, угол профиля α=200, ε α =1,8 и тогда после подстановки данных значений в формулу Герца и проведен. соотв-х преобразований получим выражение для контактных напряжений в червячных передач.
ƃн=5400/ z2/ q(следующее выражение берем под корень) z2/ q+1/ аw* T2KHбольше либо равно [ ƃн]. Для проектного расчета передач это выражение преобразуют к виду для аw: аw= z2/ q+1(следующее выражение берем под корень кубический)(5400/ [ ƃн] z2/ q)2*T2KH, где T2 – крутящий момент на колесе, Н*м. KH – коэффициент расчетной нагрузки. Для червячных передач KH прибл-но принимаем ≈КF≈КV*Кβ,где КV- коэффициент динамической нагрузки, Кβ-коэффициент неравномерности нагрузки. При достижении высокой точности изготовления и скорости скольжения червяка относительно колеса V больше либо равно 3м/с, коэффициент КV≈1.