Шлицевые

Шпоночные.

Классификация:

1. По виду шпонки: с призматической; сегментной; клиновой; круглой; тангенциальными клиновыми; торцевой.

2. Подвижные и неподвижные

3. Напряженные и ненапряженные

Соединения с клиновыми тангенциальными шпонками (исп. в тяжелом машиностроении). Достоинства:

1. Эти соединения легко воспринимают реверс. нагрузки.

2. Легко собираются и разбираются

3. Высокая нагрузочная способность

Соединения с круглыми шпонками (исп. в приборостроении и валах небольшого диаметра). Недостатки:

1. Нужно иметь доступ к торцевой пов-ти

2. Соединение практически неразборное

Соединения с клиновой шпонкой (исп. в тяжелом машиностроении). Недостатки: плохое центрирование.

Соединения с сегментной шпонкой. Недостатки: ослабление прочности вала. Достоинства: легко разбирается; соединение более жесткое.

Расчет производится по 2 критериям:

1. Напряжения смятия:

2. Шпонка может быть срезана.

Шлицевые.

Образуются при наличии наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии ступицы.

Классификация:

1. По форме профиля зуба: прямобочные; эвольвентные; треугольные.

2. Подвижные и неподвижные

Достоинства:

1. Более высокая нагрузоспособность

2. Хорошее центрирование

3. Более высокая точность выполнения

4. Более высокая усталостная прочность вала

Недостатки: более сложная конструкция; дорогие.

Рассмотрим прямобочные шлицевые соединения. Классификация:

1. По типоразмеру: серии легкая, средняя и тяжелая.

2. По способу центрирования: по внешнему диаметру; по внутреннему диаметру; по толщине зуба.

Критерии расчета:

1. Смятие:

2. Расчет на износостойкость:

37. Основные кинематические и энергетические хар-ки мех. передач и передаточных механизмов.

1. Основные параметры: Т₂ – момент; ω₂ – угловая скорость

2. Энергетические параметры: Р – мощность, ; - КПД

3. Кинематические параметры: – передаточное отношение;

38. Эвольвента и ее свойства. Определение радиуса кривизны эвольвентного профиля зуба колеса цилиндрич. передачи.

Плоская эвольвента окружности представляет собой траекторию любой точки прямой линии, перекатываемой без скольжения по эволюте. Перекатываемая по основной окружности прямая называется производящей прямой.

Свойства эвольвенты:

1. Нормаль к эвольвентам (прямая КС) касается основной окружности, причем точка касания (С) является центром кривизны эвольвент.

2. Все эвольвенты одной основной окружности эквидистантны.

3. Каждая ветвь эвольвенты определяется радиусом основной окружности, кот. равен отрезку КС, и положением начала отсчета эвольвентного угла.

4. Эвольвента не имеет точек внутри основной окружности.

39. Основные геометрические параметры прямозубой и косозубой цилиндрич. передач. Влияние смещения инструмента на форму зуба колеса.

- число зубьев шестерни и колеса; - основной окружной шаг зубьев; - делительный угол профиля; - угол зацепления; - окружной модуль зубьев; - делительный диаметр; - основной диаметр; - начальные диаметры. У передач без смещения и при суммарном смещении =0 начальные и делительные диаметры совпадают: и ; если , если .

40. Определение составляющих нормальной силы, действующей в зацеплении прямозубой и косозубой передач.

- момент сил полезного сопротивления; - рабочий момент; - окружная сила, ; - радиальная сила;

41. Виды разрушений зубьев и критерии работоспособности цилиндрич. зубчатых передач.

Виды разрушений:

1. Разрушение пов-ти: 1) При длит. работе: - усталостное выкрашивание; - износ; - ППД. 2) При кратковрем.: - обмятие пов-ти зуба; - заедание (задир).

2. Объемное разрушение: 1) При длит. работе: усталостная поломка зуба. 2) При кратковрем.: - статич. поломка зуба.

Критерии работоспособности:

Разработка норм допускаемых контактных напряжений, устраняющих усталостное выкрашивание в теч. заданного срока службы. В современной методике расчета из двух напряжений изгиба и контактных напряжений за основные в большинстве случаев приняты контактные напряжения, т.к. контактные в пределах заданных габаритов колес остаются постоянными, а изгиба можно уменьшать путем увеличения модуля.

42. Понятие о расчетной нагрузке. Факторы, влияющие на неравномерность распределения нагрузки в зацеплении цилиндр. передачи.

Расчетная нагрузка – максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев.

, где - нормальная сила в зацеплении; К – коэффициент расчетной нагрузки; - суммарная длина линии контакта зубьев. Концентрация нагрузки и динамич. нагрузки различно влияют на прочность по контактным и изгибным напряжениям.

Факторы:

- коэффициент нагрузки.

1. - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

9 – пониженная; 8,7 – средняя; 6 – повышенная; 5 – высокая. С повышением скорости увеличивается толщина фаски кромки => ухудшается прирабатываемость. Для улучшения приработки: простое кол-во зубьев.

2. - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого. Факторы, влияющие на : жесткость корпусов и валов; приработочный износ; уменьшение радиусов колес; режим нагружения.

3. - учитывает уровень динамических нагрузок в зацеплении.

43. Расчет цилиндрич. прямозубой передачи на контактную прочность. Применение ф-лы Герца.

В основе расчета лежит модель Герца.

. - удельная нагрузка. - приведенный модуль Юнга. - приведенный радиус кривизны. Допущения: - цилиндры бесконечной длины; - цилиндры АУ и абс. гладкие; - цилиндры не вращаются; - отсутствует смазка; . Условие прочности:

44. Расчет зубьев прямозубых цилиндрич. колес на прочность при изгибе.

Y_F – коэф. формы зуба. , где i=1,2.

45. Основы расчета на прочность косозубой цилиндрической передачи.

- целое число или - целое число.

Формула проверочного расчета:

46. Сравнительная хар-ка прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрич. передач.

На основе косозубой передачи:

1. Более высокая плавность работы: коэф. перекрытия больше 2; зуб входит в зацепление постепенно

2. Большая нагрузочная способность по контактным напряжениям

3. Более низкие напряжения изгиба

4. Сложность изготовления такая же, как у прямозубых передач

5. Минус – появление осевой составляющей силы.

47. Материалы зубчатых колес. Виды ТО и ХТО зубчатых венцов.

Требования в мат-лам зубчатых колес:

1. Высокая твердость пов-ти зуба

2. Вязкая и прочная сердцевина зуба

3. Хорошая прирабатываемость

4. Хорошая обрабатываемость инструмента

Способы ТО и ХТО:

1. Нормализация: остывание на воздухе. Н=(170-220)НВ.

2. Улучшение: закалка с высоким отпуском. Н=(270-320)НВ.

3. Поверхностная закалка: плазменная обработка ТВЧ; обработка лазером. ТВЧ:

4. Цементация: исп. при серийном пр-ве высокопрочных высоконадежных изделий; финишная обработка вып. шлифованием по боковой пов-ти зуба.

5. Азотирование: диффузионное насыщение пов-ти азотом. (+): отсутствие шлифования; min коробление. (-): тонкий слой. Имеется опасность глубинного контактного разрушения – усталостная трещина, кот. располаг. под упрочненным слоем.

6. Нитроцементация: пониженная прочность при изгибе. Газовая нитроцем. – наиболее дешевый способ упрочнения. Дорогостоящий и длит. процесс.

48. Определение доп. напряжений при расчетах цилиндрич. зубчатых передач на прочность при регулярном и нерегулярном режимах нагружения.

Коэф. долговечности:

Расчет на изгиб: . Реверсивный режим: Нереверсивный режим:

49. Классификация, область применения и примеры конструкций конических передач.

Классификация:

1. По форме линии зуба: с прямым зубом; с косым зубом; с криволинейным зубом; с криволин. нулевым зубом.

2. По форме впадины зуба:

Несмотря на то, что нагрузочная способность конической передачи сост. только около 0,85 цилиндрической, конические передачи имеют широкое применение, т.к. по условиям компоновки механизмов иногда Необх. Располагать валы под углом.

50. Основные геометрические параметры прямозубой конической зубчатой передачи.

b – ширина зубчат. колеса; d_е1 – диаметр делит. окр-ти во внеш. доп. конусе; Re – внешнее конусное расстояние.

Отсутствует а_W => Re. . Стандартное значение . Прямозубые колеса явл. взаимозаменяемыми.

51. Определение составляющих нормальной силы, действующей в зацеплении конич. передачи.

52. Расчет на прочность прямозубой конич. передачи. Понятие об эквивалентной прямозубой цилиндрич. передаче.

При расчете полагают, что несущая способность составляет 85% от несущей способности эквивалентной передачи.

Расчет зубьев на изгиб производится по эквивалентному числу зубьев.

53. Общая хар-ка, классификация и области применения червячных передач.

Червячная передача относит. к передачам с перекрещивающимися осями валов. Движение в червячных передачах преобразуется по принципу винтовой пары или по принципу наклонной плоскости.

Классификация:

1. По числу заходов червяка

2. По форме червяка: цилиндрический; глобоидный.

3. По профилю зубьев в осевом сечении червяка: архимедов (ZA); эвольвентный (ZI); инвалютный (ZN); червяк, образованный конусом (ZK); торообразный (ZT).

4. По направлению винтовой линии червяка: правый и левый.

Достоинства:

1. Большое передаточное отношение

2. Плавность работы. Коэф. перекрытия может достигать 6

3. Возможность самоторможения.

Недостатки:

1. Низкие значения КПД

2. Использование в приводах малой мощности

3. Относит. низкая долговечность из-за износа

4. Стоимость выше, чем зубчатой

5. Сложность изготовления и монтажа передачи.

54. Кинематические и энергетические характеристики червячной передачи.

Кинематические параметры: - передаточное отношение;

Энергетические параметры: , где γ – угол подъема винтовой линии; . Пути повышения КПД: увелич. угол подъема; увелич. и уменьш. ; уменьшить трение.

55. Опред-е величины и направления действия составляющей норм. силы, действующей в червячном зацеплении.

. (*) – справедливо только для архимедова червяка.

56. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности червячной передачи. Мат-лы червяка и черв. колеса.

Виды разрушений:

1. Износ зубчатого колеса 2. Задир -//- 3. Усталостное выкрашивание -//- 4. Поломка зуба -//-

Критерии работоспособности:

1. Проектный расчет: . Доп. напряжение берется экспериментально.

2. Проверочный расчет (на усталостную поломку зуба):

Материалы деталей передачи:

Червяк: ТО сталь, пов-ть зубьев шлифуется и полируется; закалка ТВЧ; ХТО.

Колесо: бронза (оловянная – до 30м/с; Al-железистые – выс. прочность, потери в зацеплении, низкие скорости); в неважных механизмах исп. антифрикционные чугуны.

57. Сравнительная хар-ка глобоидных и червяных передач.

Глобоидные передачи: витки червяка образуются на глобоиде. Нагрузочная способность в 1,5 раза больше, чем у обыкн. червячных, т.к. больше зубьев нах. в зацеплении. Линии контакта расположены почти перпендикулярно направлению скоростей скольжения, => образуется непрерывная масляная пленка на трущихся поверхностях. Недостатки: сложность изготовления и монтажа; очень чувствительны к износу подшипников и деф-ям.

58. Основные виды и область применения ременных передач.

Классификация:

1. По форме сечения ремня: плоский; клиновой; поликлиновой; круглый; зубчатый.

2. По способу натяжения ремня: периодическая регулировка натяжения; с помощью грузов и пружин; автоматическая регулировка с помощью реактивного момента и спец. устройств.

Достоинства:

1. Возможность передачи движения на большие расстояния

2. Простота конструкции

3. Низкая стоимость

4. Высокая плавность

5. Выполняет роль предохранительного элемента при перегрузках

Недостатки:

1. Большие габаритные размеры

2. Большие нагрузки на валу (в 2 раза больше, чем в цилиндрич. и зубчатых передачах)

3. Низкая долговечность

4. Зависимость передаточного отношения от нагрузки

5. Вытяжка ремней при работе

Применяют в основном там, где по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях. Наиб. Распространение имеют клиновые ремни; плоские ремни применяют в высокоскоростных передачах; круглые ремни – для малых мощностей (в приборах, машинах домашнего обихода).

59. Определение сил, действующих на ремень и шкивы ременной передачи. Применение ф-лы Эйлера.

Рассмотрим цилиндр. α – угол обхвата. Дано:

Т.к. dα –>0:

Выводы:

1. Ремни надо делать из мат-ла, кот. обладает наиб. коэф. трения.

2. Наиб. тяговая способность – при передаточном отношении около 1.

60. Влияние центробежных сил на тяговую способность ременной передачи.

1. Межосевое расстояние а=Const.

2. Q=Const.

3. V=0, T₂<>0

. Условие равновесия:

- окружная сила (1)

Если жесткость ремня , то: (2) – зав-ть Понселе.

4. V<>0, T₂<>0.

Ф-ла Эйлера: . Подставим :

. Получили max окружную силу, действ. в передаче.

61. Упругое скольжение ремня в ременной передаче. Определение передаточного отношения.

2 вида скольжения ремня по шкиву: упругое скольжение и буксование. Упругое скольжение наблюдается при любой нагрузке передачи, а буксование – только при перегрузке.

- первоначальная длина участка ремня.

Коэф. скольжения: . Если Т₂=0, то ε=0; Если Т₂ велико, наблюдается буксование: V₂=0, ε=1.

62. Напряжения в ремне, возник. при работе передачи. Виды разрушений и критерии работоспособности.

Напряжения в ремне:

Силы: , где - напряжение для ведущей ветви ремня; - напряжение для ведомой ветви ремня.

Напряжения изгиба в ремне:

. Пусть

. В ременной передаче напряжение переменно по величине.

Виды разрушений:

1. Вытяжка. При использовании нескольких ремней при выходе из строя 1 из них меняют весь комплект, т.к. они все вытягиваются по-разному => повышенный износ.

2. Трещины в резиновой основе и отслоение корда от резиновой основы.

3. Износ и срыв оберточной прорезиненной ткани.

Критерии работоспособности:

1. Тяговая способность (опред. силой трения между ремнем и шкивом)

2. Долговечность ремня (в условиях норм. эксплуатации огранич-ся разрушением ремня от усталости)

63. Использование кривых скольжения для оценки тяговой способности ременных передач.

ψ – коэф. тяги. (без учета )

I – зона упругого скольжения

II – зона частичного буксования

III – зона буксования

Если . При увеличивается износ передач.

Испытания проводят для эталонных передач:

; автоматическая регулировка; спокойная нагрузка.

64. Расчет клиноременных передач. Сравнительная хар-ка плоскоременных и клиноременных передач.

Методика расчета клиноременных передач:

1. Выбор типоразмера ремня (определяется нагрузкой)

2. Опред. диаметр меньшего шкива: . - учит. тип ремня.

3. Опред. диаметр ведомого шкива: . - округлить до стандартных значений

4. Межосевое расстояние:

5. Длина ремня:

6. Уточнить

7. ; частота пробега

8. Ресурс работы ремней назначают. Он зависит от коэф. перегрузки.

9. Опред. мощность: - доп. мощность по таблице или графику;

10. Доп. мощность для нашей передачи:

11. Опред. кол-во ремней: . - учит. кол-во ремней.

12. Опред. массу комплекта ремней:

Сравнительная хар-ка.

1) Более высокая плавность, малая δ; до 100м/с.

2) Меньшая плавность, большая тяговая способность, можно получить большее передаточное отношение (до 4); до 30 м/с.

65. Общая хар-ка, материалы и критерии работоспособности валов и осей.

На валах и осях размещают вращающиеся детали: зубчатые колеса, шкивы, барабаны и т.д. Вал отлич. от оси тем, что передает вращающий момент от 1 Д к другой, а ось не передает.

Классификация:

1. По форме оси: - прямые; - коленчатые; - с гибкой осью.

2. По форме пов-ти вала: - гладкие; - ступенчатые.

3. По сечению: - сплошные; - полые.

4. Вращающиеся и невращающиеся.

Материалы:

Углеродистые и легированные стали. Чаще всего применяют Ст5 для валов без ТО; Сталь45 или 40Х для валов с ТО (улучшение); Сталь20 или 20Х для быстроходных валов на подшипниках скольжения, у кот цапфы цементируют для повышения износостойкости.

Критерии работоспособности:

1. Прочность 2. Жесткость 3. Колебания. Осн. расчетная нагрузка – моменты Т и М, выз. кручение и изгиб.

66. Проектировочный расчет вала на прочность.

- заниженное значение. Тысячи об/мин: быстроходные валы ; сотни об/мин: средне скоростные ; десятки об/мин: тихоходные

. Полученный диаметр округляют до стандартного значения.

67. Проверочные расчеты вала на статическую и циклическую прочности.

Циклическая прочность.

. Если , то допускается не выполнять расчет на жесткость.

Расчет при сложном напряженном состоянии: , где

Статическая прочность.

68. Расчет вала на жесткость и виброустойчивость.

Расчет на жесткость.

Прогибы: зубчатые передачи – 0,01м; червячные передачи – 0,005м. Углы поворота в подшипниках – 8-10(минут).

Виброустойчивость.

е – эксцентриситет.

- центробежная сила. , где с – жесткость.

где ω₀ – собственная частота.

69. Общая хар-ка подшипников скольжения, классификация и область применения.

Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вала.

Классификация:

1. По форме цапфы: цилиндрическая; коническая; шаровая.

2. По виду нагружения: радиальные; радиально-осевые; осевые.

3. По конструкции: разъемные; неразъемные.

4. По способу создания давления в масловом слое: гидродинамические; гидростатические.

Достоинства:

1. Можно сделать разъемными

2. Минимальные радиальные размеры

3. Можно создать опоры для крупногабаритных валов

4. Высокие скорости – до 100тыс. об/мин

5. Высокая плавность вращения

6. Хорошо демпфируются ударные нагрузки

7. Может работать в агрессивной среде

Недостатки:

1. Большие, чем в п.к., потери на трение

2. Повышенный расход масла

3. Использование дорогих цветных Ме

4. Повышенный износ

5. Низкая точность вращения

6. Не выпускаются серийно

7. Низкая долговечность

Используются только там, где без них не обойтись: там, где они необх. по условиям сборки; прецизионные машины, от кот. треб. особо точное направление валов и возможность регулировки зазоров; в агрессивных средах.

70. Виды разрушения подшипников скольжения и основные подшипниковые материалы.

Виды разрушения:

1. Износ вкладыша

2. Задир вкладыша

3. Усталостное выкрашивание вкладыша

4. Отслаивание подшипникового сплава от Ме основы

5. Расплавление подшипникового сплава

Подшипниковые материалы:

Валы: ТО сталь + ХТО + твердое покрытие из Ме (например, хром) + шлифовка и полировка.

Вкладыши:

1. Баббит – легкоплавкий материал на основе олова. (+): низкий коэф. трения; хорошая прирабатываемость; высокая теплопроводность. (-): низкая температурная стойкость; низкая прочность; высокая стоимость.

2. Бронза – сплавы на основе меди. Оловянная бронза БрОФ-10-1 (или -2) – лучший материал для п.ск.

3. Al сплавы. Явл. заменителем баббита, но плохим => исп. в неответственной технике ((+): невысокая стоимость)

4. Антифрикц. чугуны. Обеспеч. низк. трение. (-): высокая твердость; низк. прирабатываемость, выс. коэф. трения

5. Металлокерамика. На основе меди или железного порошка. + графит (самосмазывающийся п.ск.)

6. Полимеры (пластмассы). (+): обладают низким трением, выс. кор.стойкостью. (-): набухание; низкая теплостойкость, прочность и теплопроводность (применяют в приборах)

7. Твердые породы дерева. Бакаут – тропич. дерево, практически не набухает и не тонет в воде.

8. Резина. Используется при смазке водой.

71. Виды трения скольж.. Критерии работ. п.ск., работающих при полужид. и жид. смазке. Условные расчеты п.ск.

Виды трения:

1. Ювенильное. Большой коэффициент трения, задиры 2. Без смазочного материала. f=0,1-0,4 3. Пограничное. f=0,1-0,3 4. Полужидкостное 5. Жидкостное

Критерии работоспособности п.ск., работающих в режиме полужидкостного трения (условные расчеты п.ск.)

1. По условному давлению: . Производится расчет на износостойкость

2. Расчет на теплостойкость:

3. Оценка тепловыделения: 4. Проверка на вероятность заедания:

Критерии работоспособности п.ск., работающих в режиме жидкостного трения:

1. 2. Расчет на теплостойкость: . Уравнение теплового баланса - .

72. Факторы, влияющие на толщину масляной пленки, в гидродинамическом п.ск.

Схема смазки гидродинамического подшипника:

- относительный эксцентриситет.

е – эксцентриситет, - толщина масляного слоя.

Для подшипников с определенными геом. парам-ми толщина масляного слоя явл. некот. ф-цией хар-ки раб. режима подшипника. Р – условное среднее давление в подшипнике, хар-щее нагрузку. Толщина масляного слоя возр. с увеличением вязкости масла и угловой скорости цапфы. С увеличением нагрузки толщина масляного слоя уменьшается.

73. Тепловой расчет подшипника скольжения.

. Уравнение теплового баланса - . - уносится из зоны трения маслом; - рассеивается на корпусе. - коэф. теплопередачи. .

74. Конструкция подшипников качения, классификация и условные обозначения.

Классификация:

1. По форме тел качения: шариковый; роликовый; игольчатый; бочкообразный.

2. По характеру воспринимаемой нагрузки: радиальные; радиально-упорные; упорные.

3. По типоразмеру

4. По точности изготовления

Условные обозначения:

8 – класс точности; 6,7 – диаметр внутреннего кольца; 5 – типоразмер; 4 – тип подшипника; 2,3 – конструктивная особенность; 1 – модификация; 9 – материал.

Конструкция:

1. Радиальные подшипники. 2. Радиально-упорные

75. Виды разрушения и материалы деталей подшипников качения

Виды разрушений:

1. Усталостное выкрашивание

2. Износ

3. Пластические деформации: опасны, когда подшипник испытывает кратковременные нагрузки

4. Задир

5. Раскалывание тела качения и колес

Материалы деталей п.к.:

Основные детали изготавливают из высокохромистой стали ШХ13, ШХ15 и др. Твердость до 67HRC. Сепаратор – бронза или штампованная сталь.

76. Понятие об эквивалентной радиальной (осевой) нагрузке. Определение радиальных и осевых реакций в опорах вала при использовании радиально-упорных п.к.

Для радиально-упорного и радиального подшипников определяют Р₀ – эквивалентную радиальную нагрузку:

где Х₀ и Y₀ – табличные коэффициенты.

Определение реакций.

- для шарикоподшипников.

е – коэф. осевого нагружения

- для роликоподшипников.

77. Проверочные расчеты подшипников качения по динамической и статической грузоподъемностям.

Динамическая грузоподъемность –

расчетная нагрузка, кот. теор. могут выдержать п.к. в теч. 1 млн. об. с вероятностью безотказной работы R=0,9.

- вероятность отказа. Если n<10 об/мин, принимают n=10об/мин. - ресурс в часах. . а₁ – учит. вероятность безотказной работы; а₂ – учит. условия работы п.к.; а₃ – учит. свойства мат-ла.

Здесь Х, Y – табличные коэф-ты; К_Б – коэф. безопасности, К_Б>=1; К_Т – темп. коэф., К_Т>=1.

Статическая грузоподъемность –

Статич. нагрузка, кот. теоретически может выдержать п.к. при уровне контактных напряжений в наиб. нагруженной зоне, кот. не превышают предельного значения. Предельные значение контактных напряжений соотв. суммарной пластич. деф-ции колец и тел качения.

78. Расчет подшипников качения при нерегулярном режиме нагружения.

L – заданный ресурс.

- повреждения.

79. Сравнительная хар-ка п.к. и п.ск.

Параметры	П.ск.	П.к.
1) Коэффициент трения при пуске	Большой
2) Коэффициент трения при работе	Одинаково
3) Габариты: радиальные, осевые	Маленькие; большие	Большие; маленькие
4) Предельные частоты вращения	Большие	Маленькие
5) Расход масла	Большой	Маленький
6) Плавность работы	Высокая	Низкая
7) Степень стандартизации	Низкая	Высокая
8) Восприятие динамической нагрузки	Хорошее	Плохое
9) Ресурс	Большой	Маленький

80. Основные виды муфт для соединения валов. Классификация, сравнительная хар-ка и область применения.

Классификация:

По принципу действия: механические; гидравлические; пневматические; электромагнитные.

Механические:

1. Неуправляемые (постоянные)

А) Глухие

Б) Компенсирующие: жесткие; упругие (с Ме упругими элементами; с неМе упругими элементами)

2. Управляемые: кулачковые; фрикционные

3. Самоуправляемые: предохранительные; обгонные; муфты свободного хода

Назначение муфт:

1. Передача движения

2. Компенсация погрешностей установки валов

3. Снижение динамических нагрузок

4. Вкл/выкл двигателя

5. Электроизоляция валов

6. Предохранение от перегрузок

7. Передача движения в 1 направлении

8. Плавный разгон больших инерционных масс

Сравнительная хар-ка.

Глухие муфты. (+): простота конструкции; низкая стоимость.

Упругие муфты: (+): коэф. трения резины о сталь 0,6; электроизоляция валов; простота конструкции; низкая стоимость; выс. компенсирующая способность. (-): низкая нагрузочная способность; большие габарит. размеры.

81. Компенсирующие муфты. Конструкция и расчет деталей зубчатой муфты на прочность.

Компенсация вредного влияния несоосности валов - подвижность практически жестких деталей – компенсирующие жесткие муфты. Состоит из полумуфт с наружными зубьями и разъемной обоймы с двумя рядами внутренних зубьев.

При расчете допускают, что нагрузка равномерно распределена между всеми зубьями, а зубья соприкасаются по всей длине и высоте: , где Z – число зубьев полумуфты; D₀=Zm – делительный диаметр зубьев; m – модуль зацепления; А=bh – проекция рабочей пов-ти зуба на его среднюю диаметральную плоскость. Можно принять . Для стандартных муфт: .Для проектного расчета эту ф-лу можно преобразовать, обозначив

82. Упругие муфты. Упругие свойства и демпфирующая способность. Расчет деталей муфты МУВП на прочность.

Свойства:

1. Жесткость. , где Т – крутящий момент, передаваемый муфтой, φ – угол закручивания муфты моментом Т. Бывают муфты постоянной и переменной жесткости. От хар-ки жесткости в значит. степени завис. способность машины переносить резкие изменения нагрузки (удары) и работать без резонанса колебаний.

2. Демпфирующая способность – хар-ся энергией, поглощаемой муфтой за 1 цикл. Эта энергия расходуется на внутреннее и внешнее терние при деформировании упругих элементов. Демп. сп-ть способствует снижению динамических нагрузок и затуханию колебаний.

Расчет МУВП:

Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на пов-ти соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распред. равномерно по длине втулки: , где Z – число пальцев, а .