Эти муфты применяются в тех случаях, когда ни одна из рас­смотренных выше муфт не может полностью удовлетворить всем требованиям, предъявляемым к соединению валов. На практике чаще всего используют комбинацию упругих муфт с предохрани­тельными или управляемыми [33].

[1] Соединения с натягом отнесены к группе неразъемных условно, так как они позволяют производить повторную сборку и разборку, при этом происходит частич­ное повреждение сопрягаемых поверхностей, приводящее к уменьшению нагрузочной способности соединений.

[2]Угол профиля резьбы, отличный от нуля (см. рис. 1.5, б), позволяет образо­вать скошенную боковую грань фрезы, которая, углубляясь в тело винта, непрерыв­но зачищает и калибрует профиль резьбы.

[3]В реальных конструкциях затяжка болта имеет место. Возникающие при этом силы трения в стыке повышают запас прочности соединения.

[4] Фактически вся внешняя нагрузка воспринимается болтом, но уменьшается затяжка стыка или нагрузка на болт со стороны стыка деталей. Обучающимся предлагается самим рассмотреть вариант такого решения и убедиться, что результат решения сохраняется.

[5]Для сухих чугунных и стальных поверхностей/«0,15...0,2.

«►lit*

[6]При расчете на прочность полагаем, что вид сварки выбран правильно, а качество выполнения шва удовлетворяет техническим нормам.

[7]В соединении образуются напряжения до приложения внешней нагрузки.

"Необходимость этих зазоров связана с технологическими трудностями посад­ки шпонки по всем четырем граням.

[9]Это связано с трудностями образования режущих кромок на боковых повер­хностях фасонных профилей эвольвентных зубьев протяжки.

[10]Число зубьев Z — 6...82.

[11]Допускается также центрирование по внутреннему диаметру.

[12]При работе с частыми реверсами рекомендуется снижать на 20...25%.

[13]Натягом можно соединять детали не только по круговой цилиндрической поверхности, но и по призматической и др. В практике преимущественное распрост­ранение имеет соединение по круговым цилиндрическим поверхностям.

[14]В некоторых конструкциях (например, следящие системы) высокая жесткость является достоинством передачи.

'"Основоположником теории контактных напряжений является Н. Herz (1881). В его честь приписывают индекс Н обозначениям контактных напряжений.

[16]Для других случаев контакта см. формулу (11.18).

[17] Индекс Н приписывается всем параметрам, связанным с расчетом по кон­тактным напряжениям, а индекс F — связанным с расчетом по напряжениям изгиба, который выполняют для ножки (Fus) зуба.

[18]Теоретические основы расчета зубьев на изнашивание разработаны Ю. Н. Дроз­довым [19, 34]. Однако для выполнения практических расчетов по этой методике пока недостаточно данных по интенсивности изнашивания в различных условиях эксплу­атации.

[19]При рь2 <ръ появляется срединный удар.

""Рассчитана по формулам приложения к ГОСТ 21354—87 — см.: Буланже А. В., Палочкина Н. ВФадеев В. 3. Проектный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач. МГТУ, 1992.

[21] Допускают применение нестандартных модулей, если это не связано с приме­нением специального инструмента.

[22]К этой группе передач относятся также червячные передачи, которые имеют более широкое применение и поэтому рассматриваются отдельно.

[23] Глобоидные передачи рассмотрены в § 9.9.

[24]У червяка изменяется только начальный диаметр, который становится рав­ным dwl=(q+2x)m (на чертеже не проставляют).

[25]Для удобства построения графика (рис. 10.7) оставляем зуб колеса Ъ непо­движным, а его угловое перемещение приписываем зубу гибкого колеса G.

[26]Если в формулы (12.12) подставить не полный угол а, а лишь часть его, соответствующую углу упругого скольжения (см. ниже), то получим не предельные, а рабочие силы натяжения ремня.

[27]В некоторых случаях дополнительно задают A, D и тип ремня.

[28]Рекомендации для быстроходных передач и специальных ремней (например, пленочных), в том числе по выбору Du Ot (см. [11]).

[29]В скобках сохранено обозначение ремней по ГОСТ 1284.1—80.

[30]См. также: Гад о ли н В. Л. Методические указания по расчету клиноремен - ных передач. МВТУ, 1981.

♦Графики построены В. Л. Гадолиным по таблицам ГОСТ 1284.3

19-2973

[31]По расчету передач зубчатой цепью с шарнирами качения пока еще нет достаточного опыта. Поэтому расчет этих передач здесь не излагается (см. [10]).

[32]Все подшипники нормального класса точности (кроме конических) маркиру­ют знаком 0. Конические подшипники классов точности «нормальный» и 6Х мар­кируют знаками N и X соответственно.

[33]См.: Иванов В. Н., Барннова В. С. Выбор и расчет подшипников качения. М.: МВТУ, 1988; Фомин M.B. Расчеты опор с подшипниками качения. М.: МГТУ, 2001.

[34]В конструкциях, где только половину болтов (через один) устанавливают без зазора, центрирующий выступ не выполняют.

^Широкое распространение имеют также крестово-шарнирные муфты (шарнир Гука). В отличие от муфт, компенсирующих ошибки монтажа, крестово-шарнирные муфты используют для соединения валов с большой угловой несоосностъю (до 35...40°), предусмотренной конструкцией машины. Крестово-шарнирные муфты об­ладают своеобразной кинематикой, которую изучают в курсе теории механизмов и машин. Методика расчета прочности этих муфт сводится в основном к частным дополнениям методик расчета валов, подшипников и кривых брусьев.

•♦На практике применяют посадки, гарантирующие небольшой зазор, а поэто­му действительные напряжения у муфт с неприработавшимися деталями несколько выше расчетных. Приработка деталей снижает максимальные напряжения и прибли­жает их к расчетным.

Моническим составляющим.

[36]B общем случае периодическую нагрузку разлагают в ряд Фурье по гар­

[37]Этот вывод основывается на решении, которое не учитывает потерь в упругих муфтах и практически является справедливым только для муфт с малым демп­фированием. Исследование уравнения с учетом потерь устанавливает, что с увеличе­нием демпфирующей способности упругой муфты нагрузка механизмов несколько снижается. При большом демпфировании можно получить Т =(1,4... 1 ,Ь)Т2 (см. рис. 17.15).

[38]Вывод формулы (17.33) аналогичен выводу формулы (17.3). Студентам реко­мендуется выполнить его самостоятельно.

[39]В этом уравнении не учтены силы трения в шпоночном или шлицевом соединении полумуфты с валом. Как показывают расчеты, они увеличивают силу Fa примерно на 10... 15%.

[40]Эта формула справедлива при кратковременных перегрузках. При длитель­ных перегрузках силы трения не учитываются, так как они ослабляются вибрациями (р=0 и/2=0).