Определение допускаемых напряжений при расчетах зубчатых передач на выносливость

Определение допускаемых напряжений при расчетах зубчатых передач на выносливость

Конструкции разъемного соединения призматической шпонкой и ее разновидностями

Шпоночные соединения осуществляются при помощи шпонок, которые устанавливаются в пазах вала и ступице колеса.

Достоинства: простота разборки/сборки, надёжность в эксплуатации.

Недостатки: ослабление вала шпоночными пазами, высокая концентрация напряжений.

Шпоночные соединения делятся на две группы:

1) Ненапряжённые, те которые не вызывают деформации вала (призматические и сегментные)

2) Напряжённые (клиновые, тангенциальные)

1 – вал

2 – ступица колеса

3 – призматическая шпонка

4 – распорная втулка

b – ширина шпонки

h – высота шпонки

t₁ – глубина шпоночного паза

t₂ – глубина шпоночного паза на ступице.

Длина шпонки выбирается из стандартного ряда. Шпонка подбирается по диаметру вала. Рабочая длина – длина шпонки по горизонтальному участку.

Обычно рассчитывают по напряжениям смятия.

В продольном сечении возникают напряжения среза.

Сегментная шпонка глубже посажена в вал. Предохраняет от выворачивания, но при этом глубина паза на валу больше, это ослабляет вал.

Используют для передачи небольших моментов или просто для укрепления деталей на валу.

Проверка и по смятию и по срезу.

51. Силы в цепной передаче. Динамика цепной передачи.

Самоторможение и КПД винтовой пары.

Распределение осевой нагрузки по виткам резьбы.

Обозначим Δ_А, Δ_B, Δ_C, Δ_D перемещения соответствующих точек. Вследствие растяжения участка АВ винта Δ_B < Δ_А, а вследствие сжатия участка CD гайки Δ_D < Δ_C. Относительное перемещение точек А и D, В и С: Δ_АD = Δ_А - Δ_D; Δ_BC = Δ_B - Δ_C;Учитывая предыдущие неравенства, находим Δ_АD > Δ_BC. Следовательно, нагрузка первого витка больше нагрузки второго и т. д. График распределения нагрузки по виткам, полученный на основе решения системы уравнений для стандартной шестивитковой гайки высотой Н=0,8d, изображен на рис. 1.15, б. График свидетельствует о значительной перегрузке нижних витков и нецелесообразности увеличения числа витков гайки, так как последние витки мало нагружены. По этому условию нецелесообразно применение мелких резьб (при высоте гайки Н=const).

Расчет соединений, включающих группу болтов

47. Цепные передачи. Область применения. Геом и кинем характеристики.

Состоит из ведущей и ведомой звездочек и охватываемой цепи. Применяются с двумя или несколькими звездочками.

Цепные передачи применяют при:

1. средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес

2. жестких требованиях к габаритам

3. необходимости работы без проскальзывания

Достоинства:

– возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний

– габариты, меньшие, чем у ременной передачи

– отсутствие проскальзывания

– высокий КПД

– малые силы, действующие на валы, т.е. нет необходимости в предварительном натяжении

Недостатки:

– работает в условиях отсутствия жидкостного трения

– требует большой степени точности установки валов, чем у ременных передач, регулировки, смазывания

– неравномерность хода цепи, что приводит к циклическим нагрузкам и колебанию передаточного отношения.

Различают приводные и тяговые цепи. К тяговым относятся пластинчатые и круглозвенные. К приводным цепям относятся роликовые, зубчатые, втулочные.

Распределение нагрузки между телами качения в подш качения. Конт-е напряжения.

Расчет на прочность стержня затянутого болта при отсутствии внешней нагрузки.

Расчет резьбы на прочность

2. Опоры скольжения. Анализ конструкций, материалы вкладышей и требования к ним.

Бронзы, чугун, баббит, пластмассы, металлокерамика.

Особенности расчета нагрузки радиально-упорных подшипников качения при проверке их ресурса

Для большинства усло-

31. Расчет болтовое соединение, выполненного в 2 вариантах конструкции и нагруженного сдвигающей по стыку силой

Расчет на прочность затянутого и незатянутого болта: Растягивающая внешняя нагрузка без затяжки болтов: σ = F / [(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = 0,6[σ_т]
Растягивающая внешняя нагрузка с затяжкой болтов:

σ_ЭК = 1,3F_ЗАТ/[(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / S_Т
Статическая внешняя нагрузка: σ = 1,3F_Р / [(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / S_Тпри неконтролируемой затяжке и [σ] = σ_Т / (1,5…2,5)при контролируемой затяжке. Здесь F_P = F_ЗАТ + (0,2…0,3)F, F_ЗАТ = K_ЗАТF – при постоянной нагрузке K_ЗАТ = 1,25…2; при переменной нагрузке K_ЗАТ = 2,5…4; при мягкой прокладке K_ЗАТ = 1,3…2,5; при металлической фасонной прокладкеK_ЗАТ = 2…3,5; при металлической плоской прокладке K_ЗАТ = 3…5; F – внешняя нагрузка соединения приходящаяся на один болт.
Поперечная внешняя нагрузка, болты поставлены с зазором, затяжка неконтролируемая: σ_ЭК = 1,3F_ЗАТ/[(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / S_Т
Поперечная внешняя нагрузка, болты поставлены с зазором, затяжка контролируемая: σ_ЭК = 1,3F_ЗАТ/[(π/4)d₁²] ≤ [σ], где [σ] = σ_Т / (1,5…2,5)
Поперечная внешняя нагрузка, болты поставлены без зазора: τ = F/[(π/4)d²i] ≤ [τ], где i – число плоскостей среза (на рисунке i = 2), τ = 0,4σ_Т при статической внешней нагрузке, τ = (0,2…0,3)σ_Т при переменной внешней нагрузке. σ _см= F/(d·δ₂) ≤ [σ _см], для крайней детали σ _см= F/(2d·δ₂) ≤ [σ _см], где для стали [σ _см] = 0,8σ_т,для чугуна [σ_см] = (0,4…0,5)σ_в

35. Виды разрушения зубьев зубчатых колес. Основные критерии расчета зубьев на прочность.
Поломка зубьев (рис. 8.11).Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике чаще наблюдается выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки.Различают два вида поломки зубьев:поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или учетом перегрузок при расчете); усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.).

Расчет на изгибную прочность прямозубой передачи.Напряжение в опасном сечении, расположенном вблизи хорды основной окружности: σ_F = F_t·l / W – F_r / A,где W = b_W·s² / 6 – момент сопротивления сечения при изгибе, A = b_W·s - площадь. Обозначим l’ = l / m, s’ = s / m, где m - модуль зубьев. После подстановки и введения расчетных коэффициентов: где K_F – коэффициент расчетной нагрузки, K_T – теоретический коэффициент концентрации напряжений. Далее обозначают: - безразмерный коэффициент, значения которого зависят только от формы зуба (размеры l’, s’, α_W) и в том числе от формы его галтели (коэффициент K_T). При этом для прямозубых передач расчетную формулу записывают в виде: σ_F = Y_FS·F_t·K_F / (b_W·m) ≤ [σF], где [σF] - допускаемое напряжение изгиба. Для проектных расчетов формулу решают относительно модуля путем замены b_W = ψ_m·m, F_t = 2T₁ / d₁, d₁ = z₁·m, тогда σ_F = 2T₁· K_F· Y_FS / (z₁· ψ_m·m³)

Расчет на контактную прочность. Формула Герца.На рис. 8.7 изображен пример сжатия двух цилиндров с параллельными осями. σH = 0,418√(qE_ПР/ρ_ПР), где Е_ПР = 2Е₁Е₂/(Е₁ + Е₂)и 1/ρ_ПР = 1/r₁ ± 1/r₂.При контакте цилиндра с плоскостью r₂ = ∞. Знак минус в формуле для 1/ρ_ПР относится к случаю внутреннего контакта (когда поверхность одного из цилиндров вогнутая).

36. Расчет на прочность стержня болта при нагружении силой предварительной затяжки.

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

Принцип их конструкции заключается в наличии между валом и корпусом группы одинаковых круглых тел, называемых телами качения [2,28].

Это могут быть или шарики, или ролики (короткие толстые либо длинные иглообразные), или конические ролики, или бочкообразные, или даже спиралевидные пружины. Обычно подшипник выполняется как самостоятельная сборочная единица, состоящая из наружного и внутреннего колец, между которыми и помещены тела качения.

Тела качения во избежание ненужного контакта друг с другом и равномерного распределения по окружности заключены в специальную кольцеобразную обойму – сепаратор (лат. Separatum – разделять).

В некоторых конструкциях, где приходится бороться за уменьшение радиальных габаритов, применяются т.н. "бескольцевые" подшипники, когда тела качения установлены непосредственно между валом и корпусом. Однако нетрудно догадаться, что такие конструкции требуют сложной, индивидуальной, а, следовательно, и дорогой сборки-разборки.

Достоинства подшипников качения:

+ низкое трение, низкий нагрев;

+ экономия смазки;

+ высокий уровень стандартизации;

+ экономия дорогих антифрикционных материалов.

Недостатки подшипников качения:

- высокие габариты (особенно радиальные) и вес;

- высокие требования к оптимизации выбора типоразмера;

- слабая виброзащита, более того, подшипники сами являются генераторами вибрации за счёт даже очень малой неизбежной разноразмерности тел качения.

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Являются разновидностью фрикционных передач, где движение передаётся посредством специального кольцевого замкнутого ремня.

Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания.

Ремни имеют различные сечения:

а) плоские, прямоугольного сечения;

б) трапециевидные, клиновые;

в) круглого сечения;

г) поликлиновые.

Наибольшее распространение имеют плоские и клиновые ремни. Плоские ремни применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба, а клиновые имеют повышенную тяговую способность.

Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива.

В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.

Достоинства ременных передач:

передача движения на средние расстояния; плавность работы и бесшумность; возможность работы при высоких оборотах; дешевизна.

Недостатки ременных передач:

- большие габариты передачи;

- неизбежное проскальзывание ремня;

- высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;

- потребность в натяжных устройствах;

- опасность попадания масла на ремень;

- малая долговечность при больших скоростях.

Натяжение ремня существенно влияет на долговечность, тяговую способность и к.п.д. передачи. Чем выше предварительное натяжение ремня F_o , тем больше тяговая способность и к.п.д., но меньше долговечность ремня. Натяжение ремня в передачах осуществляется:

®Устройствами периодического действия, где ремень натягивается винтами. Ремень периодически подтягивается по мере вытяжки. Требуется систематическое наблюдение за передачей, иначе возможно буксование и быстрый износ ремня.

®Устройствами постоянного действия, где натяжение создаётся грузом, весом двигателя или пружиной. Часто натяжение происходит за счёт массы двигателя на качающейся плите. К таким устройствам относятся натяжные ролики. Натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным.

®Устройствами, автоматически регулирующими натяжение в зависимости от нагрузки с использованием сил и моментов, действующих в передаче. Шкив 1 установлен на качающемся рычаге, который также является осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение ремня 2F_o равно окружной силе на шестерне и пропорционально передаваемому моменту.

Сварные соединения

Не имеют соединяющих деталей. Выполняются за счёт местного нагрева и диффузии (перемешивания частиц) соединяемых деталей. Создают, практически, одну целую, монолитную деталь. Весьма прочны, т.к. используют одну из самых могучих сил природы - силы межмолекулярного сцепления.

Сварку (дуговую электросварку) изобрел в 1882 году российский инженер Н.И. Бенардос. С тех пор технология процесса значительно усовершенствована. Прочность сварного шва теперь практически не отличается от монолита, освоена сварка всех конструкционных материалов, включая алюминий и неметаллы.

Сварные соединения (швы) по взаимному расположению соединяемых элементов делятся на следующие группы:

Для сварки характерна высокая экономичность: малая трудоёмкость; сравнительная дешевизна оборудования; возможность автоматизации; отсутствие больших сил, как, например, в кузнечно-прессовом производстве; отсутствие больших объёмов нагретого металла, как, например, в литейном производстве. Однако говорить обо всех этих достоинствах имеет смысл только при хорошо налаженном и организованном технологическом процессе сварки.

Недостатки сварки состоят в том, что при низком качестве шва возникают температурные повреждения материала, кроме того, из-за неравномерности нагрева возникает коробление деталей. Это устраняется либо привлечением квалифицированного (высокооплачиваемого) сварщика, либо применением автоматической сварки, а также специальными приспособлениями, в которых деталь фиксируется до полного остывания.

Общее условие проектирования сварных соединений – обеспечение равнопрочности шва и свариваемых деталей [27].

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Являются разновидностью фрикционных передач, где движение передаётся посредством специального кольцевого замкнутого ремня.

Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания.

Ремни имеют различные сечения:

а) плоские, прямоугольного сечения;

б) трапециевидные, клиновые;

в) круглого сечения;

г) поликлиновые.

Наибольшее распространение имеют плоские и клиновые ремни. Плоские ремни применяются как простейшие, с минимальными напряжениями изгиба, а клиновые имеют повышенную тяговую способность.

Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива.

В лёгких передачах благодаря закручиванию ремня можно передавать вращение между параллельными, пересекающимися, вращающимися в противоположные стороны валами. Это возможно потому, что жёсткость на кручение ремней вследствие их малой толщины и малого модуля упругости мала.

Достоинства ременных передач:

передача движения на средние расстояния; плавность работы и бесшумность; возможность работы при высоких оборотах; дешевизна.

Недостатки ременных передач:

- большие габариты передачи;

- неизбежное проскальзывание ремня;

- высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;

- потребность в натяжных устройствах;

- опасность попадания масла на ремень;

- малая долговечность при больших скоростях.

Натяжение ремня существенно влияет на долговечность, тяговую способность и к.п.д. передачи. Чем выше предварительное натяжение ремня F_o , тем больше тяговая способность и к.п.д., но меньше долговечность ремня. Натяжение ремня в передачах осуществляется:

®Устройствами периодического действия, где ремень натягивается винтами. Ремень периодически подтягивается по мере вытяжки. Требуется систематическое наблюдение за передачей, иначе возможно буксование и быстрый износ ремня.

®Устройствами постоянного действия, где натяжение создаётся грузом, весом двигателя или пружиной. Часто натяжение происходит за счёт массы двигателя на качающейся плите. К таким устройствам относятся натяжные ролики. Натяжение ремня автоматически поддерживается постоянным.

®Устройствами, автоматически регулирующими натяжение в зависимости от нагрузки с использованием сил и моментов, действующих в передаче. Шкив 1 установлен на качающемся рычаге, который также является осью ведомого колеса зубчатой передачи. Натяжение ремня 2F_o равно окружной силе на шестерне и пропорционально передаваемому моменту.

Шлицевые соединения

Шлицевые соединения можно рассматривать как многошпоночные, в которых шпонки как бы изготовлены заодно с валом. В последние годы, в связи с общим повышением напряжений в деталях машин, шлицевые соединения получили самое широкое распространение взамен шпонок. Этому способствует оснащение промышленности специальным оборудованием - шлицефрезерными и протяжными станками. В сравнении со шпоночными шлицевые соединения имеют большую нагрузочную способность, лучше центрируют соединение и меньше ослабляют вал.

По профилю различают следующие шлицевые соединения (рис. 32):

прямобочные (а) - число шлиц Z = 6, 8, 10, 12;

звольвентные (б)- число шлиц Z = 12, 16 и более;

треугольные (в) - число шлиц Z = 24, 36 и более.

Эвольвентные шлицы создают меньшую концентрацию напряжений у основания шлица, поэтому в настоящее время получают преимущественное распространение. Треугольные шлицы мелкие, поэтому мало ослабляют вал, однако они способны передавать лишь относительно небольшую нагрузку.

Шлицевые соединения применяются с центрированием ступицы по валу (рис. 33):

а) по наружному диаметру;

б) по внутреннему диаметру;

в) по боковым граням.

Соединение (в), во избежание термических короблений, требует чистовой протяжки ступицы после термообработки, поэ­тому твердость ступицы не может быть выше HRC=30. Соединение (б) требует шлифовки вала по посадочному диаметру на специальных станках, зато ступица может быть твердой, так как посадочный диаметр шлифуется на обычных внутришлифовальных станках. Соединение (в) допускает твердые шлицы на валу и на ступице, однако для обеспечения сборки, считаясь с возможных короблением шлицов при закалке, зазоры в соединении должны быть увеличенными.

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).

Расчет шлицевых соединений

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 36H7/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.

КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Передают вращающий момент между валами с пересекающимися осями (чаще всего под углом 90⁰). Их зубья бывают прямыми, косыми, круговыми и обычно имеют эвольвентный профиль.

И хотя, конические колёса сложнее цилиндрических как по своей геометрии, так и в изготовлении, принципы силового взаимодействия, условия работы, а следовательно, и методика расчёта аналогичны цилиндрическим.

Здесь мы рассмотрим только отличительные особенности расчёта конических колёс.

Сначала конструктор выбирает внешний окружной модуль m_te, из которого рассчитывается вся геометрия зацепления, в частности, нормальный модуль в середине зуба m_nm= m_te (1 – 0,5b/R_e),

где R_e – внешнее конусное расстояние.

Силы в конической передаче действуют аналогично цилиндрической, однако следует помнить, что из-за перпендикулярности осей радиальная сила на шестерне аналогична осевой силе для колеса и наоборот, а окружная сила при переходе от шестерни к колесу только меняет знак

; .

Прочностные расчёты конических колёс [45] проводят аналогично цилиндрическим, по той же методике [3]. Из условия контактной выносливости определяют внешний делительный диаметр d_we, из условия прочности на изгиб находят нормальный модуль в середине зуба m_nm. При этом в расчёт принимаются воображаемые эквивалентныеколёса с числами зубьев Z_э1,2 =Z_1,2 / cosd_1,2 и диаметры d_э1,2 = m_te Z_1,2 / cosd_1,2. Здесь Z₁, Z₂, - фактические числа зубьев конических колёс. При этом числа Z_э1,2 могут быть дробными.

В эквивалентных цилиндрических колёсах [32] диаметр начальной окружности и модуль соответствуют среднему сечению конического зуба, вместо межосевого расстояния берётся среднее конусное расстояние [45], а профили эквивалентных зубьев получают развёрткой дополнительного конуса на плоскость.

27. Расчёт зубьев на изгиб

Зуб представляют как консольную балку переменного сечения, нагруженную окружной и радиальной силами (изгибом от осевой силы пренебрегают). При этом окружная сила стремится изогнуть зуб, вызывая максимальные напряжения изгиба в опасном корневом сечении, а радиальная сила сжимает зуб, немного облегчая его напряжённое состояние.

sA = sизг А - sсжатия А.

Напряжения сжатия вычитаются из напряжений изгиба. Учитывая, что напряжения изгиба в консольной балке равны частному от деления изгибающего момента Mизг на момент сопротивления корневого сечения зуба W, а напряжения сжатия это сила Fr, делённая на площадь корневого сечения зуба, получаем:

.

Здесь b – ширина зуба, m – модуль зацепления, YH – коэффициент прочности зуба.

Иногда используют понятие коэффициента формы зуба YFH = 1 / YH.

Таким образом, получаем в окончательном виде условие прочности зуба на изгиб : sA = qn YH / m ≤ [s]FE . Полученное уравнение решают, задавшись свойствами выбранного материала.

Допускаемые напряжения на изгиб (индекс F) и контактные (индекс H) зависят от свойств материала, направления приложенной нагрузки и числа циклов наработки передачи [s]FE = [s]F KF KFC / SF; [s]HE = [s]H KH / SH.

Здесь [s]F и [s ]H – соответственно пределы изгибной и контактной выносливости; SF и SH – коэффициенты безопасности, зависящие от термообработки материалов; KFC учитывает влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивных передач; KF и KH - коэффициенты долговечности, зависящие от соотношения фактического и базового числа циклов наработки. Фактическое число циклов наработки находится произведением частоты вращения колеса и срока его службы в минутах. Базовые числа циклов напряжений зависят от материала и термообработки зубьев.

Расчёт зубьев на изгиб для открытых передач (работают на неравномерных режимах с перегрузками) выполняют, как проектировочный. В расчёте задаются прочностными характеристиками материала и определяют модуль m, а через него и все геометрические параметры зубьев. Для закрытых передач излом зуба не характерен и этот расчёт выполняют, как проверочный, сравнивая изгибные напряжения с допускаемыми.

Силы в зубчатом зацеплении

Фактически, движение передаётся зубчатым зацеплением посредством силы нормального давления в точке контакта зубьев F_n , которая определяется, как интеграл от контактных напряжений s_к по всей площади S контакта зубьев F_n = ∫_s(s_к)dS.

Однако этот интеграл вычислить практически невозможно, т.к. неизвестен точный вид функции s_к.

Используют другой приём: ещё неизвестную силу нормального давления F_n сначала раскладывают на три ортогональных проекции:

- осевую силу F_a , направленную параллельно оси колеса;

- радиальную силу F_r , направленную по радиусу к центру колеса;

- окружную силу F_t , направленную касательно к делительной окружности.

Легче всего вычислить силу F_t , зная передаваемый вращающий момент М_вр и делительный диаметр d_w

МУФТЫ

Это устройства для соединения валов и передачи между ними вращающего момента.

Муфты могут передавать вращающий момент и валам, и другим деталям (колёсам, шкивам и т.д.). Соединяют соосные и несоосные валы. Муфты существуют потому, что всегда есть некоторая несоосность, перекосы, взаимная подвижность валов. Конструкции муфт весьма разнообразны. Простейшая муфта сделана из куска ниппельной трубочки и соединяет вал электромоторчика с крыльчаткой автомобильного омывателя стекла. Муфты турбокомпрессоров реактивных двигателей состоят из сотен деталей и являются сложнейшими саморегулирующимися системами.

Группы муфт различают по их физической природе.

- Муфты механического действия.

- Муфты электрического (электромагнитного) действия.

- Муфты гидравлического или пневматического действия.

Классы муфт различают по режиму соединения валов.

- Нерасцепляемые (постоянные, соединительные) – соединяют валы постоянно, образуют длинные валы.

- Управляемые – соединяют и разъединяют валы в процессе работы, например, широко известная автомобильная муфта сцепления.

- Самодействующие – срабатывают автоматически при заданном режиме работы.

- Прочие.

Основная характеристика муфты – передаваемый вращающий момент.

Существенные показатели – габариты, масса, момент инерции.

Муфта, рассчитанная на передачу определённого вращающего момента, выполняется в нескольких модификациях для разных диаметров валов. Муфты – автономные узлы, поэтому они легко стандартизируются.

Муфты рассчитывают по их критериям работоспособности:

- прочности при циклических и ударных нагрузках,

- износостойкости,

- жёсткости.

На практике муфты подбираются из каталога по величине передаваемого момента M = M_ВалаK, где М_Вала– номинальный момент, определённый расчётом динамики механизма, К – коэффициент режима работы: К = 1 ¸ 1,5 спокойная работа, лёгкие машины; К = 1,5 ¸ 2 переменные нагрузки, машины среднего веса (поршневые компрессоры); К = 2 ¸ 6 ударные нагрузки, большие массы (прессы, молоты). Для двигателей транспортных машин К завышают на 20 ¸ 40 % в зависимости от числа цилиндров.

Определение допускаемых напряжений при расчетах зубчатых передач на выносливость