какие силы действуют в зацеплении червячной передачи если витки червяка эвольвентного профиля

Детали машин

Силы и напряжения в червячной передаче

Кинематика червячной передачи

Передаточное число и червячной передачи определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачивается на угол, охватывающий число зубьев колеса, равное числу витков червяка. В общем случае передаточное число u определяется по формулам:

Точность червячных передач

ГОСТом рекомендовано соответствие между видами сопряжения червяка с червячным колесом и степенью точности по нормам плавности работы: для сопряжений А, В, С, D, Е и Н соответственно степени точности 5, 5, 3, 3, 2 и 2 и нормы плавности работы 12, 12, 9, 8, 6 и 6.

Пример условного обозначения точности червячной передачи со степенью точности 7 по всем трем нормам, с видом сопряжения элементов передачи С и соответствием между видом сопряжения и видом допуска на боковой зазор: 7-С ГОСТ 3675-71

КПД червячной передачи

КПД червячного зацепления определяют по формуле:

где:
γ_w – угол подъема винтовой линии (см. здесь);
φ’ – приведенный угол трения;
f’ = tgφ’ – приведенный коэффициент трения (коэффициент трения, найденный с учетом угла а профиля витка).

Численное значение η увеличивается с ростом угла γ_w подъема на начальном цилиндре до γ_w ≈ 40°. Обычно в червячных передачах γ_w ≤ 27°. Большие углы подъема выполнимы в передачах с четырех–заходным червяком и с малыми передаточными числами.

Червячные передачи имеют сравнительно низкий КПД ( η = 0,75. 0,92), что ограничивает область их применения.
Роль смазывания в червячной передаче еще важнее, чем в зубчатой, так как в зацеплении происходит скольжение витков червяка вдоль контактных линий зубьев червячного колеса, сопровождающееся трением.

Силы в червячном зацеплении

Окружная сила F_t2 на червячном колесе:

где: Т₂ – вращающий момент на червячном колесе, Н·м; d₂ – делительный диаметр колеса, мм.

Осевая сила F_a1 на червяке численно равна F_t2 :

Окружная сила F_t1 на червяке:

где: T₁ – вращающий момент на червяке, Н·м; η – КПД; d_w1 – в мм.

Осевая сила F_a2 на червячном колесе численно равна F_t1 :

Направление силы F_t2 всегда совпадает с направлением вращения колеса, а сила F_t1 направлена в сторону, противоположную вращению червяка.

Характер и причины отказов червячных передач

В червячной паре менее прочным элементом является зуб колеса, для которого возможны все виды разрушений и повреждений, встречающиеся в зубчатых передачах, т. е. усталостное выкрашивание, изнашивание, заедание и поломка зубьев. Поломка зубьев колеса встречается редко.

В передачах с колесами из оловянных бронз (мягкие материалы) наиболее опасно усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев колеса, причиной которого являются контактные напряжения, превышающие предел выносливости бронзы для данного числа циклов нагружения.

Возможно и заедание, которое проявляется в «намазывании» бронзы на червяк; сечение зуба постепенно уменьшается, но передача продолжает работать еще некоторое время.

Заедание в венцах колес из твердых бронз и чугунов переходит в задир с последующим интенсивным изнашиванием и повреждением зубьев колеса частицами, приварившимися к виткам червяка. Этот вид разрушения зубьев встречается наиболее часто в передачах с колесами из безоловянных бронз, алюминия и серых чугунов.

Изнашивание зубьев колес червячных передач зависит от степени загрязненности масла, точности монтажа, частоты пусков и остановов, а также от величины контактного напряжения. Износ зубьев ограничивает срок службы передачи.

Излом зубьев червячных колес чаще всего имеет место после их значительного износа.

Материалы, применяемые для изготовления червячной пары

Червяк и колеса должны обладать достаточной прочностью и ввиду значительных скоростей скольжения в зацеплении образовывать антифрикционную пару с высокими износостойкостью и сопротивляемостью заеданию.

Червяки изготавливают из среднеуглеродистых сталей марок 45, 50 или легированных сталей марок 40Х, 40ХН с поверхностной или объемной закалкой до твердости Н = 45…53 НRC.
Хорошую работу передачи обеспечивают червяки из цементируемых сталей марок 18ХГТ, 20Х с твердостью после закалки Н = 56…63 HRC.
При изготовлении червяка необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков.

Практика показала, что наибольшее сопротивление изнашиванию оказывают зубья венцов отлитых центробежным способом.

Критерии работоспособности червячной передачи

Зубчатый венец червячного колеса изготавливается всегда из менее прочного материала по сравнению с витками червяка. Поэтому в червячном зацеплении зуб червячного колеса является наиболее слабым элементом, определяющим работоспособность всей передачи. Для зубьев червячного колеса возможны все виды разрушений и повреждений, характерне для зубчатых передач: изнашивание и усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, заедание и поломка зубьев.

Однако, в отличие от зубчатых, в червячных передачах чаще возникает износ и заедание. При мягком материале зубчатого венца колеса заедание проявляется в виде «намазывания» материала венца на червяк, но в этом случае передача может работать ещё достаточно продолжительное время.
Если же материал венца червячного колеса достаточно твердый, заедание переходит в задир поверхности и провоцирует быстрое разрушение зубьев.

Повышенный износ и заедание червячных передач связаны с большими скоростями скольжения и неблагоприятным направлением скольжения относительно линии контакта витков червяка с зубьями червячного колеса. По этой причине имеет важнейшее значение выбор материала для венца червячного колеса, который, в свою очередь, зависит от скорости скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса.

С целью выбора материала для изготовления зубчатого венца червячного колеса предварительно ожидаемую скорость скольжения v_ск (в метрах) можно определить по выражению:

После этого определяют циклическую долговечность передачи с учетом частоты вращения n₁ червяка, вращающего момента Т₂ на червячном колесе и коэффициентов, учитывающих условия работы передачи. Затем сравнивают полученное значение с требуемой циклической долговечностью.

Для наиболее распространенных материалов венцов червячных колес механические характеристики приводятся в справочных таблицах.

Допускаемые напряжения для венцов червячных колес

Допускаемые напряжения для червячных пар вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала зубьев колеса, твердости витков червяка, скорости скольжения и требуемого ( заданного) ресурса передачи.

Допускаемые контактные напряжения.
Для оловянных бронз допускаемые контактные напряжения [σ_н] определяют из условия сопротивления контактному усталостному выкрашиванию рабочих поверхностей зубьев колеса с учетом износа и ресурса передачи:

где: К_HL – коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность (при базовом числе 10 7 циклов перемены напряжений):

Для безоловянных бронз и латуней допускаемые контактные напряжения определяют из условия сопротивления заеданию в зависимосит от скорости скольжения (ресурс передачи при этом значения не имеет):

где: [σ_н] – в Н/мм 2 ; v_ск – в м/сек.
Более высокие значения [σ_н] принимают для червяков с твердостью витков Н ≥ 45 HRC.

Для чугунных зубчатых венцов колес допускаемые контактные напряжения определяют из условия сопротивления заеданию:

Для всех червячных передач (независимо от материала зуба колеса) при расположении червяка вне масляной ванны значения [σ_н] уменьшаются на 15%.

Допускаемые напряжения изгиба.
Изгибная прочность зубьев червячного колеса зависит от материала, заданного ресурса и характера нагрузки. При этом учитывается коэффициент К_FL долговечности при расчете на изгиб (при базовом числе 10 6 циклов) :

где N_FE = K_FEN_k – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.
Коэффициент эквивалентности K_FE при расчете на изгиб принимается по справочным таблицам в зависимости от типового режима нагружения.

Источник

Какие силы действуют в зацеплении червячной передачи если витки червяка эвольвентного профиля

57. Силы в зацеплении червячной передачи.

Силы в зацеплении определяют для случая контакта рабочих поверхностей в полюсе зацепления и раскладывают по трем взаимно перпендикулярным осям.

Окружная сила на колесе равна по модулю осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо:

В этих зависимостях T₂ и T₁ – вращающие моменты на валах колеса и червяка, α – угол профиля витка червяка, d₂ – делительный диаметр колеса, d_w1 – начальный диаметр червяка.

58. Причи ны выхода из строя червячных передач и критерии их рабо тоспособности.

Основными причинами выхода из строя передач (в порядке убывания частоты проявления отказов) являются:

Износ зубьев колеса, который ограничивает срок служ­бы большинства передач. Интенсивность износа увеличивает­ся при некачественном или загрязненном смазочном матери­але, при неточном монтаже зацепления, при повышенной ше­роховатости рабочей поверхности червяка.

Заедание при твердых материалах колес, вызывающее значительные повреждения поверхностей и последующее бы­строе изнашивание зубьев частицами колеса, приварившими­ся к червяку. При мягких материалах колес заедание прояв­ляется в менее опасной форме, возникает перенос («намазыва­ние») материала колеса на рабочую поверхность червяка.

Усталостное выкрашивание, происходящее только на поверхности зубьев колес, изготовленных из материалов, стойких против заедания.

Пластическая деформация рабочих поверхностей зубь­ев колеса, возникающая под воздействием больших перегру­зок.

Усталостная поломка зубьев колеса возможна только после значительного их износа.

59. Выбор материала для червяка и венца червячного колеса.

Так как червячная передача склонна к заеданию и износу, од­ну из деталей передачи выполняют из антифрикционного ма­териала, другую — из твердой стали.

Для червяка характерны относительно малый диаметр и значительное расстояние между опорами, жесткость и проч­ность обеспечиваются за счет изготовления его из стали. В ос­новном для червяков используется сталь 18ХГТ (твердость по­верхности после цементации и закалки (56. 63) Н R С_Э), а так­же стали 40Х, 40ХН, 35ХГСА с поверхностной закалкой до твердости (45. 55) Н R С_Э. Во всех этих случаях необходимы шлифование и полирование червяка. Применение азотируе­мых сталей 38Х2МЮА, 38Х2Ю позволяет исключить шлифо­вание червяка после термохимической обработки.

Червячное колесо обычно выполняют из антифрикцион­ных, относительно дорогих и малопрочных материалов, кото­рые разделяют на группы (в порядке снижения сопротивля­емости заеданию и износу): 1) оловянистые бронзы (БрО10Ф1, БрО5Ц5С6 и др.); 2) безоловянистые бронзы ( БрАЭЖЗЛ и др.); 3) чугуны (СЧ15, СЧ20 и др.). Чем выше содержание олова в бронзе, тем она дороже, и тем больше сопротивление за­еданию.

60. Расчет зубьев червячных передач на сопротивление контактной и изгибной усталости. Понятие о расчетной нагрузке.

Основное значение для червячных передач имеют расчеты на сопротивление контактной усталости, износу и заеданию. Рас­чет передачи проводят по контактным напряжениям, причину выхода из строя (усталостное выкрашивание или заедание) учитывают при выборе допускаемых напряжений.

Несущая способность передач с цилиндрическими червяка­ми основных типов весьма близка (кроме передач с вогнутым профилем витка червяка). Поэтому расчеты для передач с ар­химедовым червяком распространяют на передачи с другими цилиндрическими червяками. В качестве исходной принима­ют формулу Герца для начального линейного контакта двух цилиндров по их образующим. Коэффициент Пуас­сона считают равным 0,3, тогда:

F_n – нормальная нагрузка в полюсе зацепления.

l_Σ – суммарная длина контактных линий.

— коэффициент нагрузки, и соответственно коэффициенты: учитывающий внутренние динамические нагрузки и учитывающий неравномерность распределения нагрузки.

b – ширина зуба, d_w1 – начальный диаметр, 2δ – условный угол обхвата.

— суммарная длина контактных линий.

Радиус кривизны профиля червячного колеса: .

Суммарный радиус тогда

Учтем, что:

Подставим все в формулу Герца и получим:

Расчет зубьев на прочность при изгибе:

Расчет выполняется для зубьев червячного колеса, т.к. витки червяка значительно прочнее. За основу принят расчет косозубых цилиндрических колес.

Напряжения изгиба у основания зубьев:

Y_F – коэффициент формы зубьев, берется по тем же графикам с эквивалентным кол-вом зубьев , — коэффициент нагрузки, и соответственно коэффициенты: учитывающий внутренние динамические нагрузки и учитывающий неравномерность распределения нагрузки.

— максимальные напряжения изгиба.

Источник

Силы, действующие в червячном зацеплении

В приработанной червячной передаче, как и в зубчатых передачах, усилие червяка воспринимается не одним, а несколькими зубьями колеса.

Для упрощения расчета силу взаимодействия червяка и колеса F_n принимают сосредоточенной и приложенной в полосе зацепления по нормам к рабочей поверхности витка. Для ясности изображения усилий (рисунок 8) червячное зацепление раздвинуто.

Окружное усилие на червяке F_t численно равно осевому усилию на червячном колесе F_a2

Рисунок 8 – Схема сил действующая в червячном зацеплении

(20)

где Т₁ – вращающий момент на червяке.

Окружное усилие на червячном колесе F_t2 численно равно осевому усилию на червяке F_a1:

(21)

где Т₂ – вращающий момент на червячном колесе.

Радиальное усилие на червяке F_t1 численно равно радиальному усилению на колесе Т₂

(22)

Направление осевых усилий червяка и червячного колеса зависит от направления вращения червяка, а также от направления его винтовой линии.

Расчет червячных передач на прочность

Червячные передачи, аналогично зубчатым, рассчитывают на контактную прочность и на изгиб зубьев червячного колеса как менее прочных по сравнению с витками червяка.

Как отмечалось выше, в червячных передачах кроме выкрашивания рабочих поверхностей зубьев велика опасность заедания и износа, которые зависят от величины контактных напряжений. Поэтому, в отличие от зубчатых, для всех червячных передач (открытых и закрытых) расчет по контактным напряжениям является основным, а расчет по напряжениям изгиба – проверочным.

Формула проверочного расчета червячных передач по напряжениям изгиба

где Y_F – коэффициент формы зуба;

— коэффициент расчета нагрузки (при небольших скоростях и мало изменяющейся нагрузке К_F = 1,1)

— нормальный модуль.

Условие контактной прочности имеет вид

где (Т₂)_р = Т₂ · К_Д – расчетный крутящий момент на колесе, Н·мм;

— приведенный модуль упругости, Мпа;

2δ – угол обхвата витков червяка колесом, град;

— межосевое расстояние, мм.

Проектная формула для определения межосевого расстояния

Червячные колеса изготовляют преимущественно из бронзы. Оловянные бронзы типа Бр.ОФ10-1 и Бр.ОНФ лучше безоловянных типа Бр.АЖ9-4.

Контрольные вопросы

Объясните, почему зубья червячного колеса имеют дугообразную форму.

Из каких соображений выбирают число заходов червяка Z₁?

Почему червячную передачу не рекомендуется применять при больших мощностях?

Почему при необходимости получения самотормозящей передачи применяют Z₁=1?

Какой модуль червячной передачи принимают за расчетный?

Как влияет Z₁ на величину К.П.Д. передачи?

Почему с уменьшением m_s следует увеличивать параметр g червяка?

Объясните, почему осевое усилие на червяке F_a1 всегда больше окружного F_t1 и радиального F_r1 усилий?

Что такое заедание и при каких обстоятельствах оно может перейти в задир?

От каких факторов зависит интенсивность износа зубьев червячного колеса?

Объясните, почему расчет червячных передач на прочность ведется по зубу колеса, а не по витку червяка?

Почему число зубьев у червячного колеса обычно принимают не менее 28?

В каких случаях венец червячного колеса необходимо делать из бронзы?

Почему в большинстве случаев червячные колеса изготовляют составными, т.е. зубчатый венец из одного материала, а диск из другого?

* Конволюта – удлиненная или укороченная эвольвента окружности

Источник

52 Силы, действующие в червячном зацеплении

55. Силы, действующие в червячном зацеплении.

Их нужно знать для расчета червяка, вала червячного колеса, подшипников червячной передачи.

В червячном зацеплении (см. рисунок) действуют: окружная сила червяка F_t1, равная осевой силе колеса F_а2:

;

окружная сила колеса F_t2, равная осевой силе червяка F_а1:

Люди также интересуются этой лекцией: 1 Экологическая политика.

;

радиальная сила ;

нормальная сила

Формулы радиальной и нормальной силы получены на основании рисунка, на котором изображено осевое сечение витка червяка. В осевой плоскости силы F_t2 и F_r являются составляющими F_n ´ (проекция нормальной силы на осевую плоскость). Моменты Т₁ и Т₂ находятся:

.

Источник

Силы, действующие в зацеплении червячных передач.

Вопрос 19

Силы, действующие в зацеплении червячных передач.

Возникающую в процессе работы червячной передачи силу нормального давления между витками червяка и зубьями червячного колеса раскладывают по трем взаимно перпендикулярным направлениям: окружному, радиальному и осевому – и получают по три составляющие силы на каждом звене передачи:

F(t) – окружная сила, направленная по касательной к окружности;

F(r) – радиальная сила, направленная по радиусу к центру;

F(a) – осевая сила, параллельная оси вала.

Вопрос 20

Цепные передачи. Их особенности и области применения.

Цепная передача представляет собой передачу зацепления, которая состоит из звездочек и цепи. РИСУНОК Использование принципа зацепления, а не трения, как в ременной передаче, а так же повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем определяю отличительные особенности передач этого типа.

· возможность передавать цепью при прочих равных условиях более высокие нагрузки, чем в ременной передаче;

· постоянство передаточного отношения из-за отсутствия скольжения и пробуксовки;

· возможность работы при значительных перезагрузках;

· невысокие нагрузки на валы и опоры в связи с тем, что не требуется создавать предварительное натяжение цепи;

· возможность передавать механическую энергию на значительные расстояния, а так же от отдельного ведущего вала к нескольким ведомым;

· большой диапазон передаваемых мощностей и большой диапазон скоростей;

· высокий коэффициент полезного действия.

· дороже и сложнее, чем ременные;

· требуют высокой точности монтажа, более сложной регулировки;

· поскольку цепные передачи, их правило, открытые, для них затруднены условия смазки;

· передача подвержена повышенному износу шарниров, в результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки, увеличивается шум при работе;

· поскольку цепь состоит из отдельных звеньев, которые располагаются на звездочках не по дуге окружности, а по ломаной линии, то это приводит к неравномерности вращения ведомой звездочки.

Области применения цепных передач – использование в механизмах при значительных межосевых расстояниях, а так же при передаче движения от одного ведущего вала к нескольким ведомым, когда зубчатые передачи неприменимы, а ременные недостаточно надежны. Наибольшее распространение цепные передачи получили в с/х, транспортном и химическом машиностроении, в станкостроении машиностроении, горнорудном оборудовании в подъемно-транспортных машинах. Передаточное отношение в зависимости: i=n(1)/n(2)=z(2)/z(1) z(1,2)-число зубьев на ведомой и ведущей звездочке. Основными характеристиками цепи являются:

· шаг t-расстояния между осями соседних валиков;

· разрушающая нагрузка на статический разрыв цепи Q.

Основной критерий работоспособности цепных передач являются износ шарниров цепи, что приводит к вытяжке цепи, появлению шума и динамических нагрузок. В соответствии с этим в качестве основного расчета принят расчет на износостойкость шарниров.

Вопрос 21

Ременные передачи. Классификация. Особенности ременных передач.

Ременная передача состоит из шкивов, закрепленных на валах, и гибкого ремня, охватывающего эти шкивы. СХЕМА В ременных передачах механическая энергия передается силами трения, возникающими между ремнем и шкивами. Для обеспечения этих сил трения необходимо создать натяжение ремня. В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают плоскоременную передачу, клиноременную, круглоременную. РИСУНКИ

Ременные передачи явл. одним из старейших видов механических передач.

· простота конструкции, дешевизна, удобство эксплуатации;

· возможность передачи механической энергии на значительные расстояния (до 15м. и более);

· плавность и бесшумность работы, обусловленные эластичностью ремня и позволяющие работать на высоких скоростях;

· предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки и от вибрации вследствие упругости ремня;

· предохранение механизмов от перегрузки за счет проскальзывания ремня;

· большие габариты (при одинаковых нагрузках диаметры шкивов примерно в 5 раз больше диаметров зубчатых колес);

· невысокая долговечность ремня, обусловленная малой прочностью его материала;

· повышенные нагрузки на валы и опоры вследствие натяжения ремня;

· непостоянство передаточного отношения в связи с упругим проскальзыванием ремня по шкивам.

Плоскоременная передача явл. старейшей передачей, использующейся человечеством много веков. Она проста, может работать при высоких скоростях, вследствие большой гибкости ремня обладает высокой долговечностью и повышенным КПД. В клиноременной передаче ремень имеет клиновую форму поперечного сечения и располагается в соответствующих канавках шкива. В передаче может быть один или несколько ремней. Форму канавки выполняют так, чтобы между ремнем и ее основанием оставался зазор(рабочими остаются боковые поверхн. ремня). Эффект заклинивания ремня в канавках шкива значительно увелич. Силу норм. давления, а следов., и силу трения, которая, пропорциональна силе норм. давления F(тр)=F(n)*f. Круглые ремни применяются только при малых передаваемых мощностях в бытовых машинах и приборах.

i=n(1)/n(2); n(1)=V(1)/d(1); n(2)=V(2)/d(2). Наличие упругого скольжения ремня по шкивам приводит к тому что V(2)˃V(1), или V(2)=V(1)*(1-έ), где έ-коэф. упругого скольжения. При норм. рабочих нагрузках έ=0,01…0,02. С учетом упругого скольжения получаем ФОРМУЛА Если пренебречь упругим проскальзыванием ремня, то i=d(2)/d(1).

Вопрос 22

Вопрос 23

Вопрос 24

Расчет валов и осей на прочность.

Вопрос 25

Подшипники качения.

Подшипники служат опорами валов и вращающихся осей. Они фиксируют положение вала и оси в машине, обеспечивают им вращение вокруг собственной оси, воспринимают нагрузки со стороны вала и передают их на раму машины. Во избежание снижения КПД машины, потери энергии в подшипниках должны быть минимальными.

Подшипники различают по виду трения на подшипники скольжения и подшипники качения. В подшипниках скольжения опорный участок вала скользит по поверхности подшипника. В подшипниках качения трения скольжения заменяется трением качения, для чего между опорными поверхностями вала и подшипника устанавливаются тела качения, при этом коэф.трения снижается до 0,0015…0,006. Конструкция подшипников качения позволяет изготавливать их в массовых кол-вах как стандартную продукцию, что значит.снижает их стоимость. Уменьшается и расход смазки.

· высокий КПД (до 99,5%), малый нагрев;

· массовое производство, низкая стоимость изготовления;

· простота обслуживания, взаимозаменяемость;

· малый расход масла;

· малые габариты в осевом направлении.

· ограниченная возможность воспринимать ударные нагрузки из-за большой жесткости подшипников;

· ограниченная возможность применения при высоких скоростях вращения из-за значительных динамических нагрузок;

· повышенные габариты в радиальном направлении;

Подшипники состоят из след.деталей: 1-наружное кольцо, закрепленное в корпусе машины, 2-внутреннее кольцо, насаживаемое на вал, 3-тела качения, катящиеся по беговым дорожкам на некотором расстоянии друг от друга, 4-сепаратор, обеспечивающий упорядоченное расположение тел качения на беговых дорожках.

По форме тел качения подшипники разделяются на шариковые и роликовые. По виду воспринимаемой нагрузки подшипники могут быть радиальные, радиально-упорные и упорные. РИСУНКИ

Радиальные шариковые подшипники наиболее просты и дешевы. Они могут воспринимать кроме радиальной нагрузки и осевые нагрузки в пределах 70% от неиспользованной радиальной. Эти подшипники допускают небольшой перекос сечения вала в опоре. Радиальные роликовые подшипники благодаря увеличенной контактной поверхности допускают значительно большие нагрузки, чем шариковые. Однако они совершенно не воспринимают осевые нагрузки и не допускают перекоса вала. При перекосе ролики начинают работать кромками и быстро разрушаются.

При значительных перекосах вала применяются самоустанавливающиеся шариковые и роликовые подшипники, допускающие поворот сечения вала в опоре до 2..3 градусов.

Применение игольчатых подшипников позволяет уменьшить габариты в радиальном направлении при значительном повышении нагрузочной способности за счет увеличения длины линии контакта роликов с кольцами.

По нагрузочной способности и габаритам подшипники делятся на серии: особо легкие, легкие, средние и тяжелые. Чем выше серия подшипников, тем крупнее тела качения и кольца подшипника и тем больше воспринимаемая нагрузка. По классам точности подшипники делятся на 5 классов в порядке повышения точности: 0,6,5,4,2.

Вопрос 26

Вопрос 27

Вопрос 29

Вопрос 28

Вопрос 24

Вопрос 19

Силы, действующие в зацеплении червячных передач.

Возникающую в процессе работы червячной передачи силу нормального давления между витками червяка и зубьями червячного колеса раскладывают по трем взаимно перпендикулярным направлениям: окружному, радиальному и осевому – и получают по три составляющие силы на каждом звене передачи:

F(t) – окружная сила, направленная по касательной к окружности;

F(r) – радиальная сила, направленная по радиусу к центру;

F(a) – осевая сила, параллельная оси вала.

Источник