2015-09-06
2655
Условие самоторможения можно записать в виде Тотв > 0,
где Тотв определяется по формуле (1.8). Рассматривая самоторможение только в резьбе без учета трения на торце гайки, получим tg(j — y)> 0;
или j > y;(1.9)
Для крепежных резьб значение угла подъема y — лежит в пределах 2 ° 30'...3°30', а угол трения j изменяется в зависимости от коэффициента трения в пределах 6° (при f» 0,1)...16° (при f» 0,3). Таким образом, все крепежные резьбы — самотормозящие. Ходовые резьбы выполняют как самотормозящими, так и несамотормозящими.
Приведенные выше значения коэффициента трения, свидетельствующие о значительных запасах самоторможения, справедливы только при статических нагрузках. При переменных нагрузках и особенны при вибрациях коэффициент трения существенно снижается (до 0,02 и ниже). Условие самоторможения нарушается. Происходит самоотвинчивание.
К. п. д. винтовой пары (h) — представляет интерес для винтовых механизмов. Его можно вычислить по отношению работы, затраченной на завинчивание гайки без учета трения, к той же работе с учетом трения. Работа завинчивания равна произведению момента завинчивания на угол поворота гайки. Так как углы поворота равны и в том и в другом случае, то отношение работ равно отношению моментов Т¢зав /T зав в котором T зав определяется по формуле (1.6),
Т¢зав — по той же формуле, но при f=0 и j=0:
h= Т¢зав /T зав = tg y/[(Dср/d) f + tg (j + y)], (1.10)
Учитывая потери только в резьбе (TT =0), найдем к. п. д. собственно винтовой пары
h = tg y/(j + y). (1.11)
В самотормозящей паре, где y<j, h<0,5. Так как большинство винтовых механизмов самотормозящие, то их к. п. д. меньше 0,5.
Формула (1.11) позволяет отметить, что h возрастает с увеличением y и уменьшением j.
Для увеличения угла подъема резьбы y в винтовых механизмах применяют многозаходные винты. В практике редко используют винты, у которых y больше 20...25°, так как дальнейший прирост к. п. д. незначителен, а изготовление резьбы затруднено. Кроме того, при большем значении y становится малым выигрыш в силе или передаточное отношение винтовой пары.
Для повышения к. п. д. винтовых механизмов используют также различные средства, понижающие трение в резьбе: антифрикционные металлы, тщательную обработку и смазку трущихся поверхностей, установку подшипников под гайку или упорный торец винта, применение шариковых винтовых пар и пр.
99. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧАХ И ИХ РАСЧЕТ
100. НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ ПЕРЕДАЧИ.
Напряжения от начального натяжения:
принимают s0 = 1,2... 1,8 МПа — для прорезиненных ремней, s0 = 50 МПа — для капроновых ремней, А — площадь поперечного сечения ремня.
Напряжение от действия центробежных сил:
sц = 10 -3r×v2 , где r = 1,2... 1,25 Г/см3 — плотность ремня.
Напряжения от изгиба ремня: 
где h — толщина ремня, E — приведенный модуль упругости: E = 200... 300 МПа — для прорезиненных ремней, E = 600 МПа — для капроновых ремней. E = 500... 600 МПа — для клиновых кордотканевых ремней.
Для ремней критическая окружная скорость на шкиве определяют по формуле 
, при которой sц = s0 передача не может передавать движение. Найвыгоднейшая скорость для ременных передач 20...25 м/с, а наибольшая допустимая 30... 35 м/c. Тяговая способность ременной передачи. Фактическую тяговую способность передачи характеризует окружная сила Ft или вращающийся момент T. 
где 
— коэффициент тяги.
Для получения высокой тяговой способности передач рекомендуется обеспечивать a ³ 150° для плоскоременной передачи и a ³ 120° — для клиноременной передачи.
