Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
4.Основные критерии работоспособности деталей машин.
Это прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость. Прочность – способность детали сопротивляться разрушению или возникновению пластичных деформаций под действием приложенных нагрузок. Расчеты на прочность ДМ могут производиться по допускаемым напряжениям σ ≤ [σ] , τ ≤ [τ] или по запасам прочности nσ > [n]σ , nτ > [n]τ
Жесткость – способность детали сопротивляться изменению формы (сохранять первоначальную форму в заданных пределах допуска) под действием нагрузок. Для нек. деталей жесткость является осн. критерием при определении размеров. Фактическая жесткость должна быть ≥ допустимой j ≥ [j], j = F/y
Устойчивость – способность конструкции сопротивляться внешним нагрузкам, стремящимся вывести конструкцию из исходного состояния равновесия. К условию прочности необходимо добавить условие устойчивости: σ =F/A≤ [σу ] = σк /nу σк - критическое напряжение
Износостойкость – способность детали сопротивляться истиранию. Она зависит от материала детали, термообработки и шероховатости трущихся поверхностей детали. Расчет детали на износ ведут по допускаемому давлению р ≤ [p]
Теплостойкость – способность детали работать в пределах заданных температур в течение заданного срока. При нагреве деталей снижается их прочность и жесткость, ухудшается смазка, возможно заклинивание, понижается точность работы машины.
Виброустойчивость – способность детали работать в заданном диапазоне режимов без недопускаемых колебаний. Повышенная вибрация появляется в результате неуравновешивания вращающихся масс. вибрация снижает качество работы машины и долговечность её деталей.
5.Энергетический и кинематический расчеты привода.
Сводятся к выбору электродвигателя, к определению мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах. По величине крутящего момента ведут проектный расчет передач, определяют размеры деталей, подбирают стандартные изделия, проверяют на прочность как проектируемые, так и стандартные изделия.
1.Мощность на рабочем валу: Nр.в.= FV , тогда nр.в. = 60V/(πD) мин-1
или Nр.в.= Frω = F r π nр.в. /30
2.Потребная мощность на первом валу привода: N1=Nр.в. /ηпр
ηпр = ηц.п. ηцеп.п. … ηnп.п.
3.Выбор электродвигателя: из условия Nэл.дв.≥ N1 , затем назначают передаточные числа отдельных передач u’ц.п. ... , определяют частоту вращения рабочего вала nр.в.= 60V/(πD) (D надо перевести в метры) n’эл.дв.= u’ц.п. u’цеп.п. … nр.в. , согласно n’эл.дв. выбирают nэл.дв.
4.Уточняют передаточные числа привода: Фактическое uф.пр. = nэл.дв/nр.в.
принимают стандартные значения u у нек. передач, остальные высчитывают. Определяют uф.р.(редуктора) и сравнивают со стандартным uр.
Δ=( uф.р.- uр.)/ uр. если меньше 4% то допустимо.
5.Частота вращения валов: n1= nэл.дв. , n2= n1/uц.п. … n4 = nр.в.
6.Угловые скорости: ω = π n/30
7.Мощности на валах: N1 = Nэл.дв. , N2 = N1 η1-2
8.Крутящие моменты: Т = N 103 /ω , 103 – потому что N в киловаттах.
6.Общие сведения о передачах.
Передача – устройство, которое передает энергию от двигателя к рабочему органу машины с преобразованием скоростей и моментов. Различают передачи электрические, механические, пневматические, гидравлические. В курсе ДМ изучаются только механические передачи передающие вращательное движение.
Классификация передач:
1. По виду сцепления: -трением (фрикционные, ременные); -зацеплением (зубчатые, цепные, червячные, винт-гайка)
2. По взаимному расположению звеньев: -непосредственного контакта (зубчатые, фрикционные, червячные, винт-гайка); -с гибкой связью (цепные, ременные)
Основные силовые и кинематические соотношения передач:
Каждая передача имеет 2 осн. характеристики: 1. Мощность на ведущем Р1 и ведомом Р2 валах; 2. Угловая скорость на ведущем ω1 и ведомом ω2 валах
Дополнительные характеристики:
1. Механический КПД передачи η = Р2/Р1, для многоступенчатой передачи ηобщ = η1 х η2 х…х ηn
2. Окружная скорость V= πd1n1/60 м/с
3. Окружная сила Ft x V = P => Ft = P/V; Ft d/2 = T => Ft = 2T/d
4. Вращающий момент T=P/ω
5. Передаточное число u = ω1/ ω2 = n1/n2 = z2/z1 = (d2/d1) , последнее не годится для ременной передачи
В приводах в основном рабочий орган работает на малых частотах вращения, а двигатели привода имеют большие частоты вращения (все металлорежущие станки, механизмы грузоподъемных кранов). Понижающие передачи называются редукторами.
В некоторых механизмах (деревообрабатывающие станки, велосипеды) привод повышает частоту вращения двигателя. Повышающие передачи – мультипликаторы.
7.Ременные передачи.
РП относится к передачам трением с гибкой связью. Она состоит из ведущего и ведомого шкивов и гибкого ремня надетого на шкивы с натяжением. (Еще надо подписать ведущий и ведомый шкив).
Достоинства: простота конструкции, возможность передачи мощности на большие расстояния (до 15м), плавность и бесшумность работы, ремень амортизирует вибрацию и толчки, предохраняют механизм от перегрузок путем возможного проскальзывания ремня. Недостатки: большие габаритные размеры, малая долговечность ремня в быстроходных передачах, большие нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, непостоянное передаточное число из-за упругого проскальзывания ремня, неприменимость во взрывоопасных местах из-за электризации ремня, необходимость предохранения ремня от попадания масла. Область применения: для передачи мощности обычно до 50кВт, скорость ремня 5-40м/с, в скоростных до 100м/с.
Классификация: 1.По взаимному расположению шкивов: -открытая, -полуперекрестная, -перекрестная (вторая и третья только с плоским или круглым ремнем) 2.По виду ремня: -плоскоременная, -клиноременная, -поликлиноременная, -круглоременная. Требования к ремням: высокая долговечность, значительный коэф. трения, повышенная износостойкость, малая изгибная жесткость.
Виды ремней: 1.Плоские ремни (следующие типы): резинотканевые, кожаные, х/б, шерстяные, синтетические. Выпускают их рулонами, отрезают необходимую длину и концы соединяют: сшивают, склеивают, соединяют болтами. Синтетические ремни выпускают как в рулонах, так и соединенные в бесконечную ленту заданной длины. Наибольшее распространение имеют резинотканевые. Состоят из нескольких слоев ткани на синтетической основе, связанных вулканизированной резиной. Осн. нагрузку несет ткань, а резина защищает ткань и для сцепления. Кожаные ремни самые долговечные, но дорогие, применяются ограничено. Шерстяные и х/б обладают низкой тяговой способностью и долговечностью, но они чистые (мед., текстильная, пищевая пром.) Синтетические изготавливают из капроновой нити, пропитанной полиамидным раствором. Они тонкие, прочные, легкие, для высокоскоростных передач (до 100м/с). 2.Клиновые ремни. Находят наибольшее распространение в промышленности. 2 вида: кордшнуровой (мене прочный, но легче изгибается на шкивах малого диаметра) и кордтканевый (слева на рис). Рабочими являются боковые поверхности, поэтому ремень не должен касаться дна канавки и не должен выступать из канавки. Основные размеры: LP – расчетная длина (длина ремня по нейтральному слою в натянутом состоянии), расчетная ширина WP, ширина большего основания W, высота Т, угол клина α. Клиновые ремни выпускают 3 сечений: -нормальное (WP/T=1,4), -узкие (WP/T=1,2), -широкие(для вариаторов) (WP/T=2…4) Нормальные – основные в машиностроении. Их выпускают 7 типоразмеров: Z(0), A, B(Б), C(В), D(Г), Е(Д), Е0(Е). Самый маленький – Z, самый большой – Е0. В скобках старые обозначения. Выпускают 4 класса: I, II, III, IV. Пример обозначения: ремень С(В)-2500 IV ГОСТ 1284.1-89 (ремень с сечением С(В) с расчетной длиной 2500мм, IV класса, для районов с умеренным климатом) Узкие – применяются там, где требуется не увеличивая массы передачи увеличить передаваемую мощность. Недостаток: из-за большой высоты поперечного сечения в ремне возникают большие напряжения и долговечность его меньше. 4 типоразмера У0, УА, УБ, УВ. Эти ремни допускают большие напряжения, чем нормального сечения, передают в 1,5-2 раза большую мощность, допускают скорость до 50м/с. Широкие – угол клина уменьшен до 34 -280. Применяют в бесступенчатых передачах (вариаторах). 3.Поликлиновые ремни – прорезиненные с прочным шнуровым кордом из полиэфирного волокна. Благодаря высокой гибкости применяют на меньших диаметрах шкива. Предназначены для замены отдельных клиновых ремней или их комплектов с целью сокращения габаритов. При передаче одинаковой мощности ширина поликлинового ремня может быть в 2 раза меньше, чем у комплекта клиновых ремней. Могут работать со скоростью до 40 м/с и предаточным числом до 10. Недостаток: чувствительны к непараллельности валов и осевому смещению шкивов. Выпускают 3 сечений: К, Л, М. К вместо Z и A, Л – A, B, C, M – C, D, E, E0. Число клиньев 2 – 40.
Шкивы – состоят из обода, ступицы и диска или спиц, соединяющих обод со ступицей. Наружная поверхность обода имеет форму зависящую от применяемого ремня. Для плоскоременной передачи обод имеет цилиндрическую форму, сферическую, с двумя конусами. Для клиноременной передачи обод имеет канавки по количеству равному количеству ремней. Угол α может быть 400 и меньше в зависимости от типоразмера и диаметра шкива, его(угол) находят по таблицам. Количество канавок от 1 до 8(9). Шкивы изготовляют из чугуна СЧ 15 при V до 30 м/с, из алюминиевых сплавов при V до 80 м/с, из легированных сталей до 100 м/с, а также сварными из проката или штампованных элементов, а также из дерева и пластмасс.
Основные соотношения:
1.Передаточное отношение i =ω1/ ω2
2.Диаметр ведущего шкива плоскоременной
принимается ближайшее по ГОСТ. Для клиноременоой dP1 определяется для сечения ремня выбранного по номограмме
3.Диаметр ведомого шкива плоскоременной D2 = D1i(1-ε), для клиноременной dP2 = dP1i(1-ε), ε – коэф. относительного скольжения. Диаметры округляются до ближайших по ГОСТ.
4.Межосевое расстояние для плоскоременной а = 2(D1+D2), для клиноременной 0,7(dP1+dP2)< a <2(dP1+dP2)
5.Расчетная длина ремня плоского lP = 2a+π/2(D1+D2)+ (D2-D1)2/4a
c учетом сшивки l=lP+100…300 мм
клинового lP = 2a+π/2(dP1+dP2)+ (dP2 - dP1)2/4a для клиновой определяется стандартное значение lP и по нему уточняется межосевое расстояние.
6.Угол обхвата ремнем меньшего шкива:
для плоскоременной α1 = 1800 – 570(D2-D1)/а рекомендуется α1 ≥1500
для клиноременной α1 = 1800 – 570(dP2 - dP1)/а рекомендуется α1 ≥1100
8.Силы в ременной передаче…
В состоянии покоя или холостого хода каждая ветвь ремня натянута с силой F0. При работе ветви ремня имеют натяжение: ведущая F1=F0+ΔF и ведомая F2=F0 – ΔF , т.к. F1 – F2 = Ft , а F1 + F2 = 2F0 , то F1=F0+Ft /2
F2=F0 – Ft /2 При движении ремня на шкивах в нем возникает центробежная сила FV = 10-6 ρSV2 , где ρ – плотность материала ремня, кг/м3,
S – площадь поперечного сечения ремня, мм2 , V – скорость ремня, м/с
С учетом этого натяжение ведущей ветви F1 + FV , ведомой F2 + FV
Силы натяжения ведущей и ведомой ветви ремня передаются на валы и подшипники. Равнодействующая сила равна Fn = 2F0sin(α1/2)
Начальное натяжение ремня для плоскоременной передачи F0 = σ0Hb ,
для клиноременной F0 = σ0KS , где σ0 – начальное напряжение в ремне,
Н – толщина плоского ремня, b – ширина плоского ремня, К – число клиновых ремней в передаче.
В ремне возникают следующие напряжения: 1.Предварительное напряжение от натяжения ремня σ0 = F0/S ; 2.Напряжение в ведущей и ведомой ветвях ремня σ0 = F1/S =F0/S + Ft /2S = σ0 + σп /2
σ0 = F2/S =F0/S - Ft /2S = σ0 - σп /2 , где σп - полезное напряжение
3.Напряжеие от центробежной силы σv = Fv /S
4.При изгибе ремня на шкиве возникает напряжение изгиба для плоскоременной σи = (Н/D)E , для клиноременной σи = (2y/dP1)E ,где Е – модуль упругости материала ремня, Н – толщина плоского ремня, у - расстояние от нейтрального слоя до верхней кромки клинового ремня
Наибольшее напряжение в ремне σmax = σ1 + σv + σи ,
полезное напряжение σп = Ft /S = σ1- σ2
Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность и долговечность ремней. Расчет по тяговой способности – проектный, расчет на долговечность – проверочный.
При расчете по тяговой способности плоского ремня при выбранной толщине Н ширина ремня b=Ft CP/(H[σп]Cα Cv Cγ), где [σп] – допускаемое полезное напряжение, Cα ,Cv ,Cγ , CP – коэффициенты учитывающие соответственно угол обхвата ремнем малого шкива, скорость ремня, угол наклона передачи, характер нагрузки.
Расчет клиновых ремней по тяговой способности заключается в определении требуемого числа ремней К = Р1 СР /(Р0 Cα CК CL), где Р1 – мощность на ведущем шкиве, Р0 – мощность передаваемая одним ремнем, СК , СL - учитывают число ремней и длину ремня.
Долговечность ремня – способность его сопротивляться усталостному разрушению. Условие долговечности ремней λ=V/lP ≤ [λ] , где λ – действительная частота пробегов ремня, V – скорость ремня, lP – расчетная длина плоского ремня, м. Для клиновых и поликлиновых передач подставляют стандартную длину ремня LP. [λ] – допускаемая частота пробегов ремня. Для плоских резинотканевых и кожаных [λ] = 5 с-1, для клиновых и синтетических плоских [λ] = 10 с-1
9.Цепные передачи.
ЦП относятся к передачам зацеплением с гибкой связью. ЦП состоит из ведущей и ведомой звездочек, расположенных на некотором расстоянии друг от друга на которые надета приводная цепь. Достоинства ЦП по сравнению с зубчатыми: могут передавать мощность на большие расстояния до 5 м. По сравнению с ременными: меньшие габариты, меньшая нагрузка на валы и подшипники, могут передавать большую мощность до 120 кВт, могут передавать вращение одной цепью нескольким звездочкам, постоянство передаточного числа. Недостатки: неравномерность угловой скорости ведомого вала, значительный шум, необходимость тщательного монтажа и ухода, износ шарниров и удлинение цепи. Применение: в машинах и механизмах для передачи мощности между параллельными валами, расположенными на значительном расстоянии друг от друга, когда зубчатые передачи непригодны, а ременные ненадежны (в сельхоз машинах, велосипедах, мотоциклах и т.д.)
Классификация: По конструкции приводных цепей (роликовые, втулочные, зубчатые), по числу рядов цепей (однорядные, многорядные), по условиям эксплуатации (открытые, закрытые).
Приводные цепи делятся на втулочные ПВ, роликовые ПР, зубчатые ПЗ. Втулочная цепь включает два ряда внутренних и наружных пластин. В наружные пластины запрессованы валики, которые проходят через отверстия во втулках, на которые напрессованы внутренние пластины. Валики и втулки образуют шарниры. Втулочные цепи более легкие и дешевые по сравнению с роликовыми, но обладают меньшей прочностью и износостойкостью. Поэтому ПВ применяют в малонагруженных передачах непостоянного действия при скоростях до 10 м/с. Выпускают однорядные ПВ и двухрядные 2ПВ, они имеют один шаг t = 9,525 мм.
Приводные роликовые отличаются тем, что на втулках установлены свободно вращающиеся закаленные стальные ролики. Изготовляют однорядные ПР, двухрядные 2ПР, трехрядные 3ПР, четырехрядные 4ПР и с изогнутыми пластинами ПРИ. Пример: Цепь ПР-12,7-18,2 ГОСТ 13568-97 (шаг t=12,7 мм, разрушающяя нагрузка FP = 18,2 кН)
Зубчатые приводные цепи состоят из набора рабочих зубообразных пластин, шарнирно соединенных между собой. Выпускают 2 типов: с односторонним и с двусторонним зацеплением. Их преимущества: меньше шумят, меньше вытягиваются, могут быть любой ширины до 1,7 м. Недостатки: более тяжелые, трудоемки в изготовлении, более дорогостоящие.
Звездочки подобны зубчатым колесам. Профиль зубьев зависит от конструкции и размеров цепи. Диаметр делительной окружности
d = t/sin(1800/z), где t – шаг зубьев, z – число зубьев. Материал для ведущих сталь 45, 45Г, 50, 45Л, 40Х, 40ХН и др. для ведомых при V<3м/с – чугун СЧ 18, при V>3м/с как у ведущих.
Основные параметры: КПД = 0,92…0,95
1.Шаг цепи – исходная характеристика. Т.к. в ЦП имеется неравномерность хода рекомендуется при больших скоростях принимать меньший шаг цепи.
2.Скорость цепи V= ω z t /(2 π 1000) или V= n z t /(60 1000)
3.Передаточное отношение i = ω1/ω2 = n1/n2 = z2/z1 рекомендуют i не более 4, допускают i max 7
4.Число зубьев звездочек z1 = 29 – 2i (округляют до ближайшего целого нечетного) z2 = i z1
5.Межосевое расстояние а = (30…50)t чем больше i тем больше а
10.Силы в цепной передаче…
Силы действующие в ветвях цепи:
Натяжение ведущей ветви цепи F1=Ft +Fv+Ff , где Ft = P1103/V – окружная сила, Fv = qV2 – центробежная сила (q – масса 1м цепи), Ff =9,81Kf qa – сила от провисания цепи (Кf – коэф. провисания)
Натяжение ведомой ветви цепи F2= Fv+Ff
Нагрузка на валы (с ПР) FB = KB Ft +2Ff (KB – коэф. нагрузки вала)
Нагрузка на валы и подшипники (с ПЗ) Fn = 1,15Ft
Критериями работоспособности являются износостойкость шарниров, прочность цепи, долговечность цепи.
Расчет на износостойкость ведется по расчетному давлению в шарнирах р=F1 KЭ /S ,где КЭ – коэф. эксплуатации КЭ = КД КН КС КП , где К - коэффициенты учитывающие характер нагрузки, угол наклона передачи, способ смазывания, периодичность работы. S – площадь проекции опорной поверхности шарнира (берут из табл. для цепи с принятым шагом). Условие износостойкости выполнено, если p≤[p] ([p] – по табл. для t и n1). Если не выполняется, то следует выбрать больший шаг или двухрядную цепь.
Расчет на прочность: n=FP/F1 – расчетный коэф. запаса прочности цепи,
FР – разрушающая нагрузка (из табл по t). Условие прочности выполнено, если n ≥ [n] ([n] ] – по табл. для t и n1). Если не выполняется, то следует выбрать больший шаг или двухрядную цепь.
Расчет на долговечность: υ=z1 n1 /(15 zзв ) – частота ударов цепи при набегании ее на зубья звездочек и сбегании с них, с-1 , где zзв – число звеньев цепи. Условие долговечности υ ≤ [υ] – из табл. по t
У ПЗ [υ] = 800/t – 0,2t
11.Зубчатые передачи…
ЗП относится к передачам зацеплением с непосредственным контактом. В простейшем виде ЗП состоят из 2 колес на поверхности, которых нарезаны зубья. Меньше зубчатое колесо называется шестерней, большее – колесом. ЗП служат для передачи мощности и преобразования угловой скорости и вращающего момента.
Достоинства: высокая надежность работы, малые габариты, высокий КПД, постоянство передаточного числа, небольшие нагрузки на валы и подшипники, простота в обслуживании. Недостатки: высокие требования к точности изготовления и монтажа, повышенный шум при боьших скоростях.
Классификация: 1.По взаимному расположению осей зубчатых колес (цилиндрическая, коническая, винтовая цилиндрическая, коническая гипоидная), 2.По расположению зубьев на ободе (прямозубая, косозубая, шевронная, с круговым зубом), 3.По форме профиля зуба (по эвольвенте, по циклоиде, с зацеплением Новикова), 4.По взаимному расположению зубчатых колес (с внешним зацеплением, с внутренним зацеплением), 5.По конструкторскому исполнению (открытые, закрытые)
Основные размеры: Прямозубыми называют колеса, зубья которых расположены параллельно образующим делительного цилиндра. В прямозубой передаче зубья входят в зацепление сразу по всей длине.
da – диаметр окружности вершин зубьев, d – диаметр делительной окружности Делительными называются окружности, по которым в процессе изготовления зубчатых колес производится деление заготовок на число частей равное числу зубьев. df – диаметр окружности впадин зубьев ha – высота головки зуба, ha = m – модуль зуба, hf - высота основания зуба, hf =1,25m S – ширина основания зуба, l – ширина впадины зуба, р – шаг, h=ha+hf = 2,25m – высота зуба. Длина делительной окружности πd = z p, d = pz/π d = mz m=p/π Модуль зубчатого зацепления есть величина в π меньше шага зубьев, она стандартизована по ГОСТ.
da = d + 2ha = m(z+2) , df = d – 2hf = m(z -2,5) Межосевое расстояние aw=(d1+d2)/2=m(z1+z2)/2
Косозубыми называют колеса, зубья которых расположены под углом β к образующим делительного цилиндра. Зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно. Благодаря наклону зубьев возрастает суммарная длина линии контакта зубьев. В косозубом колесе следует различать окружной шаг pt , измеренный по дуге окружности и нормальный шаг pn , измеренный в направлении перпендикулярном линии зуба. mt =pt /π – окружной модуль, mn =pn /π – нормальный (соответствует стандартному). β=8…180 d=mt z = mn z/cosβ; da = d+2mn ; df =d – 2,5mn
Соотношения: u=ω1/ω2=n1/n2=d2/d1=z2/z1 zmin =17 z2=z1u
12.Силы в зацеплении прямозубых и косозубых колес.
Ft 1 = Ft 2 = 2T1/d1
Fr1 = Fr2 = Ft tgαw – у прямозубой
Fr1 = Fr2 = Ft tgαw /cosβ – у косозубой
Fa1 = Fa2 = Ft tgβ
αw =200 – угол зацепления
13.Материалы, виды разрушений, критерии…
Материалы: стали (в основном), чугун и пластмассы (реже). Изготовляются 1.Методом накатывания зубьев. Заготовку и инструмент прижимают друг к другу и вращают синхронно. При этом межзубовые впадины выдавливаются и образуются зубья. Зубчатые колеса с модулем зубьев m<2,5 мм накатывают холодным способом, при этом на поверхности образуется наклеп. Горячее накатывание выполняют при нагреве заготовки до 11000С. Способ накатывания зубьев высокоэффективный, с min потерей материала в стружку. Применяется в массовом производстве. 2.Методом копирования. Различают фрезерованием зубьев модульными фрезами: цилиндрическими и концевыми. Второй способ копирования – обкатка. Зубья изготовляются долблением круглым долбяком. Метод копирования фрезерованием применяют в единичном и мелкосерийном производстве. Метод обкатки – в массовом.
На работоспособность зубьев оказывает влияние 2 вида осн. напряжений: контактные напряжения σН и изгибные напряжения σf .
Виды разрушения: 1.Поломка зубьев – носит усталостный характер и возникает под действием переменных изгибных напряжений. Является опасным видом разрушения из-за ее внезапности. 2.Выкрашивание рабочих поверхностей зубьев – в результате действия переменных контактных напряжений на поверхности зубьев возникают усталостные трещины, развитие которых приводит к выкрашиванию. 3.Абразивный износ зубьев – возникает при работе в загрязненных условиях, при попадании абразивных частиц, при плохой смазке. 4.Отслаивание поверхностных слоев зубьев – наблюдается в тех случаях, когда под упрочненным поверхностным слоем контактные напряжения достаточно велики. Этот вид разрушения наблюдается при перегрузках при недостаточно высоком качестве термической обработки, когда внутренние напряжения не сняты отпуском или когда твердая хрупкая корка зубьев не имеет под собой прочной основы. 5.Заедание зубьев – преимущественно в высоконагруженных и высокоскоростных передачах. При большом давлении и температуре происходит разрыв масляной пленки между зубьями, образование металлического контакта, схватывание частиц металла и отрыв их от менее прочной поверхности. Образовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности зубьев. Расчет закрытых передач выполняется из условия прочности по допускаемым контактным усталостным напряжениям [σH]. Проверочный расчет – по допускаемым усталостным изгибным напряжениям. Расчет открытых зубчатых передач выполняется по допускаемым усталостным изгибным напряжениям.
17.Валы и оси…
Оси – предназначены для поддержания насаженных на них деталей. Вращающий момент не передают. Оси бывают подвижные и неподвижные. Валы – предназначены для передачи вращающего момента и поддержания насаженных на них деталей. Классификация валов: 1.По назначению (коренные, валы передач); 2.По конструктивным признакам (постоянного сечения и ступенчатые (с прямой осью), коленчатые и гибкие (с изогнутой осью)). Конструктивные элементы осей:
Участки вращающихся осей, которыми они опираются на подшипники, называются цапфами. Цапфы по форме бывают цилиндрические, реже конические и сферические. Концевая цапфа предназначенная для восприятия преимущественно радиальной нагрузки называется шипом. Шип опирается на подшипник.
Критерии работоспособности: Прочность, жесткость, виброустойчивость. 1.Прочность σи = Ми /Wос ≤ [σ] – для проверочного расчета
Woc ≥ Mи /[ σ] – проектный расчет Woc =πd3/32 => d ≥ (Mи /(0,1[σ] ))1/ 3
σр , сж = N/A ≤ [σ] – проверочный расчет A≥N/[ σ] – проектный расчет
σсум = σи ± σр ≤ [σ]
2. Жесткость. Деформации при изгибе характеризуются прогибами у (стрелой прогиба f – наибольший прогиб) и углом поворота сечения θ.
f ≤[f] мм, у ≤ [y] мм, θ ≤ [θ] град
18.Конструктивные элементы валов…
Опорная часть вала называется цапфой. Концевая цапфа предназначенная для восприятия преимущественно радиальной нагрузки называется шипом. Промежуточная цапфа воспринимающая преимущественно радиальную нагрузку называется шейкой. Шип и шейка опираются на подшипники. Опорная часть вала воспринимающая преимущественно осевую нагрузку называется пятой. Пята опирается на подпятник. По конструкции цапфы бывают цилиндрические, реже конические и сферические. Пяты бывают сплошные, кольцевые и гребенчатые. Кольцевое утолщение вала составляющее с ним одно целое называется буртиком. Часть вала на которую устанавливаются детали называется посадочной шейкой. Передача вращающего момента от вала на деталь и наоборот осуществляется при помощи шпонок, шлицевых соединений, посадки с натягом. Фиксация деталей от осевого смещения осуществляется: за счет посадки с натягом, упором детали в буртик, штифтами, стопорными винтами, пружинными шайбами, гайками. Переходная поверхность от одного диаметра вала к другому называется галтелью. Для повышения прочности используют эллиптическую галтель. Второй способ перехода от одной поверхности к другой называется канавкой.
Критерии работоспособности: 1.Прочность – способность детали сопротивляться разрушению или возникновению пластических деформаций под действием приложенных к ней нагрузок. Прочность считается обеспеченной, если σ ≤[σ] или n ≥ [n]. 2.Жесткость – способность детали сопротивляться изменению ее размеров и формы под действием нагрузки. Жесткость считается обеспеченной если ее расчетная величина j не меньше требуемой [j]. j ≥ [j] это выполняется если прогиб вала у и угол поворота сечения θ меньше допускаемых y ≤[y] , θ ≤ [θ] При кручении деформации характеризуются относительным углом закручивания
φ = MK l/(Jρ G) ≤ [φ] град/м 3.Виброустойчивость – способность детали работать в заданном диапазоне режимов без недопускаемых колебаний. Условие виброустойчивости f ≤ fкр , f – частота собственных колебаний вала с насаженными на него деталями, fкр – частота вынужденных колебаний вала определяемая частотой его вращения.
Проектный расчет ведется из условия прочности на кручение
τк =Мк /Wρ ≤ [τк] Wρ=πd3/16≈0,2d3 d≥(Mк /(0,2[τк ]))1/ 3 [τк]=15…20 МПа – принимается заниженным.
19.Проверочный расчет валов на усталостную прочность.
Производится для наиболее нагруженного сечения вала.
1. Амплитуда изменений нормальных напряжений для сплошного сечения σа = σи =Ми /W , W≈0,1d3 для вала со шпоночным пазом
σа = σи =Ми /WНЕТТО , WНЕТТО ≈0,1d3 – (bt1(d – t1)2)/2d
2.Амплитуда касательных напряжений τа = τк /2 = Мк /2Wρ , Wρ =0,2d3
τа = τк /2 = Мк /2Wρ НЕТТО , Wρ НЕТТО = 0,2d3 - (bt1(d – t1)2)/2d
3.Определяются коэф. концентрации норм. и кас. напряж. Кσ , Кτ
4.Масштабные коэф. для норм. и кас. напряж. εσ , ετ
5.6.Коэф. шероховатости β и коэф. поверхностного упрочнения КV
7.Коэф. снижения предела выносливости по норм. и кас. напряж.
КσD = (Kσ / εσ + β -1) / КV KτD = (Кτ / ετ + β - 1)/ КV
8.Коэф. асимметрии цикла изменения кас. напряж. ψτ , а σm = 0.
9.10.Коэфф. запаса прочности по норм. и кас. напр.
σ-1 – предел выносливости при симметричном цикле изгиба
τ-1 – предел выносливости при симметричном цикле кручения
11.Расчетный коэф. запаса прочности n=(nσ nτ )/( nσ2 + nτ2)1/2
Условие прочности выполнено если n ≥ [n] = 1,5…2,5
20.Соединительные муфты.
Предназначены для кинематической связи валов в передачах. Они передают вращающий момент без изменения его величины и направления. Некоторые типы муфт могут компенсировать несоосность валов, демпфировать толчки и удары при работе.
По функциональному назначению делятся на: 1.Постоянные (нерасцепляемые), 2.Управляемые (позволяют соединять и разъединять валы без остановки двигателя), 3.Автоматические (самодействующие) (автоматически разъединяют валы при нарушении нормальных режимов работы).
Постоянные делятся на жесткие (неподвижные/глухие)(только передают вращающий момент) и компенсирующие (Передают Т и компенсируют несоосности валов). Компенсирующие делятся на жесткие компенсирующие и упругие компенсирующие (могут демпфировать толчки и удары).
Жесткие неподвижные: 1.Втулочная: недостатки: - неудобство монтажа, - не допускаются несоосности валов; 2.Фланцевая (поперечно свертная): недостатки: - требует строгой соосности валов; 3. Продольносвертная удобна при монтаже, но тоже требует соосности валов.
Типы несоосности валов: радиальная, осевая (концы валов дальше чем надо друг от друг), угловая.
Жесткие компенсирующие: 1.Зубчатая (2 полумуфты с нарезанными наружными зубьями на которые надеты обоймы с внетренними зубьями, обоймы соединены между собой болтами) надежна в работе, но тяжелая; 2. Кулачководисковая (2 полумуфты с диаметральными пазами, между которыми помещается плавающий диск с диаметральными выступами) компенсирует только радиальные несоосности валов.
3.Цепная (2 полумуфты в виде звездочек соединенные втулочной или роликовой цепью) компенсирует все несоосности; 4. Крестовошарнирная (2 полумуфты в виде вилок соединенные крестовиной) компенсирует только угловые несоосности. Недостаток всех: передают толчки и удары при работе.
Упругие компенсирующие: 1.Упругая втулочнопальцевая (2 фланцевые полумуфты соединенные пальцами на которые надеваются резиновые кольца или металлические пружины) компенсирует все несоосности и гасит удары; 2.Упругая муфта с торообразной оболочкой (2 полумуфты соединенные резиновыми или резинотканевыми элементами) компенсирует все несоосности и гасит удары.
Подбор муфт осуществляется по расчетному вращающему моменту и диаметрам соединяемых концов валов. Тр ≤[T] Тр = Тk – коэффициент условий работы. МУВП -250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93 (250 – Т, 40 – d)
21.Подшипники качения…
Работают по принципу трения качения. У пары подшипников КПД=0,99
Достоинства: высокий КПД, удобство монтажа и демонтажа, удобство при конструировании, не требуют применения дорогостоящих материалов, не требуют тщательного ухода. Недостатки: плохо работают при очень низких и очень высоких скоростях вращения, при неправильной эксплуатации шум при работе и разрушение, плохо воспринимают ударные и вибрационные нагрузки. Классификация: По виду воспринимаемой нагрузки (радиальные, радиально-упорные, упорные), по виду тел качения (шариковые, роликовые), по числу рядов тел качения (однорядные, двухрядные, многорядные), по конструктивным особенностям (без колец, с защитной шайбой). Делятся по серии ширин: сверх легкая, особо легкая, легкая, легкая широкая, средняя, средняя широкая, тяжелая. Чем тяжелее серия, тем нагрузочная способность больше, но скорость вращения меньше. Конструкция состоит из наружного кольца (внеш. диаметр D, ширина В), тел качения в сепараторе, внутреннего кольца (внутр. диаметр d). Потребительскими характеристиками служат: d, B, C, C0 , n – частота вращения.
Маркировка: первая цифра – серия по ширине, следующие 2 - конструктивные особенности, следующая – тип, следующая – серия (0 – особо легкая, и по порядку), следующие 2 – d (деленный на 5)
Причины выхода из строя: 1)Усталостное разрушение рабочих поверхностей тел качения и дорожек колец (действие переменных контактных нагрузок), 2)Пластические вмятины на телах качения и дорожках колец, 3)Абразивное изнашивание тел качения и колец, 4)Разрушение сепаратора и колец от действия центробежных сил.
22.Подшипники качения. Критерии…
Основные критерии работоспособности. У вращающихся - долговечность. Расчет сводится к определению динамической грузоподъемности.
У невращающихся или мало (до 1 об/мин) – статическая грузоподъемность.
1.Подбор подшипников по динамической грузоподъемности. Сводится к определению расчетной долговечности подшипника и сравнении с заданной. Lh = (106/(60 n))(C/P)m ≥ [Lh ] (для n ≥ 10 об/мин, если 1≤n≤10, то вместо n подставляют 10) Долговечностью называется срок службы в течение которого не менее 90% подшипников из данной серии проработают без признаков усталости в течение базового промежутка времени или 1 млн оборотов. С – динамическая грузоподъемность – постоянная нагрузка, которую испытывает подшипник при наработке 1 млн оборотов без признаков усталости. Р – эквивалентная динамическая нагрузка – постоянная нагрузка, которую испытывает подшипник в действительных условиях работы Р=(ХVFr + YFa )Kδ KT X,Y – коэф. радиальной и осевой нагрузок, V – коэф. вращения, Kδ – коэф. безопасности (учитывает условия работы), KT – температурный (учитывает нагрев подшипникового узла) При установке вала в радиальных подшипниках, осевая нагрузка принимается равной внешней осевой нагрузке. При установке в радиально-упорных – в опоре дополнительно возникает осевая составляющая реакции. Тогда осевая нагрузка определяется с учетом этих составляющих.
2.Подбор по статической грузоподъемности Для подшипников с частотой вращения менее 1 об/мин. Для каждого подшипника найдена статическая грузоподъемность – постоянная нагрузка, которая соответствует остаточным суммарным деформациям равным 10-4 D – диаметр тел качения. Расчет сводится к определению эквивалентной статической нагрузки и сравнении со статической грузоподъемностью. Р0 ≤ С0
Р0 – эквивалентная стат. нагрузка – постоянная нагрузка, которую испытывает подшипник в действительных условиях работы. Для упорных Р0=Fa , для радиально-упорных и радиальных Р0 выбирают как наибольшее из двух значений Р0=X0Fr +Y0Fa и Р0=Fa
23.Подшипники скольжения.
Называются подшипники работающие по принципу трения скольжения. Достоинства: простота, бесшумность работы, способны работать при высоких и низких скоростях вращения, способны воспринимать ударные и вибрационные нагрузки, любые диаметры цапф. Недостатки: требуется применение дорогих антифрикционных материалов, необходимость постоянного ухода и смазки. По виду воспринимаемой нагрузки: радиальные, радиально-упорные, упорные. По конструктивным особенностям: разъемные/неразъемные, вкладышные/безвкладышные, самоустанавливающиеся/не …, встроенные/присоединенные. Неразъемные: 1)Самые простые – встроенные (в корпусе делается расточка, в которую вставляется цапфа вала. Смазка поступает через спец. отверстие). 2)Присоединенные, 3)Вкладышные (в корпус плотно запрессовывается втулка из антифрикционного материала – вкладыш) Все 3 применяются при низких скоростях вращения и передаче небольших нагрузок. Разъемные: состоят из корпуса, крышки, 2 вкладышей. Износ вкладышей компенсируется более плотным поджатием крышки к корпусу. Материалы применяемые в подшипниках скольжения: корпус и крышка из серого чугуна, цапфы валов подвергают химикотермической обработке, вкладыши изготавливают металлическими (бронза, антифрикционный чугун), биметаллическими (сталь или чугун покрытые баббитом) и из порошковых материалов (графит, железо). Смазочные материалы: твердые (графит, слюда), густые (солидол, литол), жидкие (мин. и синт. масла, вода), газообразные (воздух). В подшипниках реализуется 2 вида трения: жидкостное (смазочный материал полностью разделяет трущиеся поверхности и трение скольжения происходит за счет сил трения в смазочном слое), граничное (трение скольжения определяется свойствами смазочного материала и трущихся поверхностей, в начале и конце вращения). Причины выхода из строя: износ вкладышей и цапф вала, заедание. Осн. критерием работоспособности является износостойкость вкладышей и цапф вала. Изначально ведут расчет по среднему давлению в подшипнике p=F/(d l ) ≤ [p] , F- нагрузка, d – диаметр цапфы, l – длина цапфы. Расчет гарантирует отсутствие выдавливания смазки. Расчет по удельной работе сил трения pV ≤ [pV] p – удельное давление, V- скорость скольжения. Гарантирует отсутствие изнашивания и заедания. При проектном расчете задается ψ=l / d
24.Резьбовые соединения.
Соединение деталей посредством резьбы. Достоинство: простота и технологичность, Недостатки: резьба ослабляет стержень, КПД подвижных соединений низкий. Классификация: 1)Подвижные (ходовые)/неподвижные, 2)цилиндрические/конические, резьба правая/левая, 4)соединительные (прочные)/прочноплотные (герметично соединяют)/специального назначения. Осн. геометрич. харктеристики
р – шаг, n – число заходов, α – угол профиля резьбы, ψ-угол подъема, р1=np - ход резьбы, tg ψ = p1/(πd2)
Виды резьб: 1.Метрическая (α=600) Обозначается М с указанием наружного диаметра и шага(только мелкий) М20х1,5 Для одного диаметра выпускают резьбы с одним крупным и 5 мелкими шагами. С уменьшением шага резьбы уменьшается h и ψ. Уменьшение h приводит к увеличению d1, т.е. прочность стержня винта увеличивается. Уменьшение ψ приводит к увеличению самоторможения резьбы. Резьбы с мелким шагом используют для соединений работающих при ударных и вибрационных нагрузках, а также соединениях склонных к самоотвинчиванию и для соединения тонкостенных деталей. 2.Дюймовая (α=550) 3.Трубная (прочноплотные соединения) профили скругленные, α=550 обозначается Труб 2 , т.е. d=2дюйма 4.Круглая (спец. назначения в бутылках, часах) 5.Ходовые: трапецеидальная Трап dxp – однозаходная, Трап dxnxp – многозаходная; упорная; прямоугольная. Они предназначены для передачи движения.
26.Шпоночное соединение.
Шпонки предназначены для крепления деталей на валу и передачи вращающего момента. Виды шпонок: -призматические, -сегментные, -клиновые. Шпоночные соединения могут быть напряженными и ненапряженными. Ненапряженное образуется при помощи призматических и сегментных шпонок. Помимо передачи Т шпонки могут осуществлять
перемещение детали вдоль оси вала. Такие шпонки называют направляющими. Обозначение:
Шпонка bxhxl ГО Клиновые шпоночные соединения. Шпонка забивается в паз между валом и ступицей. Таким образом в соединении возникают дополнительные распорные усилия. Недостаток их в том, что они приводят к дисбалансу и расцентровке соединения.
Шпонка подбирается по диаметру вала. Длина шпонки выбирается из стандартного ряда длин и должна быть на 3…5 мм меньше длины ступицы. 1) τср = Q/Aср ≤ [τср] Q=2T/d Aср = blp 2) σсм = Q/Aсм ≤ [σсм ]
Aсм = (h-t1)lp Стандартные шпонки выпускают с учетом обеспечения прочности по 2 критериям. Поэтому проверочный расчет шпонки ведется только по напряжению смятия. При проектном расчете шпонок расчет ведут по 2 критериям.
27.Шлицевые соединения.
Достоинства по сравнению со шпоночными: в меньшей степени ослабляют вал, чем шпоночный паз, способны воспринимать большие нагрузки, меньшее число деталей в соединении. Недостаток: более сложная конструкция, чем шпонка. По форме шлицев соединения бывают: прямобочные (b-ширина шлица, h-высота, z-число шлицев), эвольвентные (d m z), треугольные. Стандартизованы прямобочные и эвольвентные шлицы. По стандарту они бывают легкой, средней и тяжелой серии (различаются по высоте и числу зубьев). 1)Центрирование прямобочных осуществляется по: -внутреннему диаметру, -наружному диаметру, -боковым поверхностям (применяется при передаче больших Т, а также при работе соединения в условиях ударных и вибрационных нагрузок). При одинаковой твердости ступицы и вала центрируют по внутреннему диаметру, при разной – по наружному. 2)Центрирование эвольвентных всегда по боковым поверхностям. 3)Треугольные всегда по боковым поверхностям. Причины выхода из сторя: смятие шлицев, износ шлицев. Основные критерии работоспособности: прочность на смятие, износостойкость. σсм =Q/Aсм =2T/(dhlz) ≤ [σсм ] σ =2T/(dhlz)≤ [σизн ] – для подвижных соединений. Для эвольвентных: d = mz, h = 0,8m, а формулы те же.
28.Сварные соединения.
Достоинства: высокая прочность, технологичность, масса соединений на 10% меньше, чем из заклепок. Недостатки: требует высокой квалификации сварщика, плохо работают в условиях ударных и вибрационных нагрузок, коробление деталей. Особо распространена электрическая сварка, бывает дуговая и контактная (точечная и шовная). Виды соединения электродуговой сваркой: -стыковые, -нахлесточные, -угловые (тавровые) последние 2 относятся к валиковым швам.
Расчет стыковых швов:
h = δ – высота шва, l=b – длина шва σр =N/Ap =F/(hlz)≤[ σр’ ] – для материала, z – количество швов, [ σр’ ] = 0,8[ σр ]
Расчет валиковых швов:
Шов валика может быть выпуклый, вогнутый и нормальный. Толщина выпуклости не более 3 мм.
к = δmin l=b h=k cos450=0,7k
τср =Q/(Aср z)=F/hlz ≤ [τср’ ]; [τср’ ]=R[τср ]
В зависимости от расположения шва по отношению к линии действия силы различают швы: лобовые, фланговые, косые. Независимо от расположения шва расчет их ведется на срез.
29.Клепаные соединения.
Неразъемные, неподвижные. Достоинства: простота, способность работать в условиях ударных и вибрационных нагрузок. Недостатки: отверстия под заклепки ослабляют конструкцию.
Значение длины определяется по стандарту. d≈δmin (из расчета на прочность). Заклепочные соединения могут быть: -нахлесточные (односрезные), -стыковые (с одной накладкой δ1≈1,25δ , с двумя δ1≈0,8δ – двухсрезное)
По числу срезов: односрезные, двухсрезные. Группы заклепок образуют ряды. Бывают однорядные и многорядные соединения.
Основными критериями работоспособности являются: 1)Прочность заклепки на срез, 2)Прочность соединения на смятие, 3)Прочность листа при растяжении, 4)Прочность листа на срез.
Прочность заклепки на срез: τср =Q/(Aср z i)=Q4/(πd02zi )≤ [τср ] i - количество плоскостей среза.
Прочность соединения на смятие: σсм = Q/(Aсм z)=Q/(d0 δmin z ) ≤[ σсм ]
Прочность листа при растяжении: σр =N/Ap = N/((b-d0 z ) δmin ) ≤[ σp]
Прочность листа на срез: τср =Q/(2Acp )=Q/(2(l-d0)) ≤ [τср ]
Расчет заклепок по первым 2, расчет соединения по последним 2.
30.Основные машиностроительные материалы.
Выбирая материал, учитывают в основном следующие факторы: соответствие свойств материала главному критерию работоспособности (прочность, износостойкость), требования к массе и габаритам, требования связанные с условиями эксплуатации детали, технологические свойства, стоимость. Черные металлы делятся на чугуны и стали, наиболее распространены. Прочные, жесткие дешевые, но тяжелые и слабая коррозионная стойкость. Цветные металлы – медь, цинк, свинец, олово, алюминий – применяют в качестве составных частей сплавов. Они дороже и используются для выполнения особых требований. Порошковые материалы получают путем спрессовывания а затем спекания порошков металлов. Неметаллические материалы – дерево, резина, кожа, асбест, пластмассы.
Прочностные характеристики материалов: предел прочности (для хрупких) σв =Fmax /A0 , предел текучести (для пластичных) στ . Предел выносливости σ-1 τ-1 – наибольшее значения мах напряжения цикла, при котором материал может сопротивляться действию переменных напряжений неограниченно долго.
Определение допускаемых напряжений: [σ]=σпред /[n] , вместо сигма предельное подставляют предел прочности, текучести, выносливости.
Предельное напряжение – напряжение, возникновение которого повлечет за собой выход конструкции из строя. Допускаемое напряжение – напряжение, при достижении которого еще гарантируется необходимый запас прочности или надежности.
2.Виды нагрузок.
Кроме того, что силы бывают сосредоточенные (давления, передающиеся на элемент конструкции через площадку, размеры которой малы по сравнению с размерами всего элемента) и распределенные (приложенные непрерывно по линии, площади, объему), внешние и внутренние их можно разделить на статические – нагружают конструкцию постепенно (в элементах не возникает ускорений) и динамические – в результате которых возникают ускорения элементов конструкции. Динамические бывают 3 видов: внезапно приложенные (предаются сразу полной величиной), ударные(при быстром изменении скорости соприкасающихся элементов конструкций – соударении), повторно-переменные (повторяются значительное число раз). Нагрузки бывают постоянные и временные. Под действием внешних сил в элементах конструкции возникают внутренние сопротивляющиеся им силы. Внутренняя сила взаимодействия приходящаяся на единицу площади называется напряжением.
p=корень(σ2+ τ2 )
При растяжении-сжатии: σ = F/A≤ [σ ] При кручении: τ = Мкр /Wρ ≤ [τ ]
При изгибе: σ = Ми max/W , Wρ – полярный момент сопротивления, W – осевой момент сопротивления.
При совместном действии изгиба с кручением: по III теории (ответственность за разрушение возлагается на наибольшее касательное напряжение) σэкв =корень(σ2+4τ2 ) ≤ [σ ] Мэкв =корень(Ми2 + М2кр )
σэкв = Мэкв /Woc ≤ [σ ]
Прочность – способность конструкции сопротивляться внешним нагрузкам не разрушаясь
Жесткость – способность тела сопротивляться образованию деформаций при действии внешних сил
Устойчивость – способность конструкции сопротивляться внешним нагрузкам, стремящимся вывести конструкцию из исходного состояния равновесия.
3.Усталостное разрушение….
Усталость – явление снижения прочности материала детали при действии переменных (циклически повторяющихся) нагрузок. Выносливость – свойство материала детали сопротивляться действию переменных нагрузок без разрушения. График в координатах N (число циклов нагружений) σmax . Экспериментально установлено, что кривая Вёлера или усталости асимптотически приближается к нек. постоянной величине. Ординату асимптоты принимают за предел выносливости материала. В качестве базового числа циклов нагружения для черных металлов принимается 107. Пределом выносливости материала называется наибольшее значение мах напряжения цикла, при котором материал может сопротивляться действию переменных напряжений неограниченно долго. Для цветных металлов такая зависимость не подтверждается, поэтому вводится понятие предела ограниченной выносливости. Это мах напряжение цикла соответствующее базовому числу циклов нагружения равному 108.
На предел выносливости влияют: концентраторы напряжений, масштаб, шероховатость поверхности, поверхностное упрочнение, асимметрия цикла.
l
d
D1
D2
а – межосевое расстояние
ω1
ω2
ведущая ветвь
ведомая ветвь
400±10
WP
T
F0
F0
F1
F2
ω1
T1
α1
F0
F0
Fn
w1
w2
Fr1
Fr2
Ft 1
Ft 2
Fa1
Fa2
p1
ψ
πd2
d
α
d2
h
р
t1
t2
h
b
δ
F
F
F
F
b
h
k
F
F