- •Билет 1 Условие прочности сварных швов. Расчет сварных швов внахлестку.
- •Расчетные зависимости для определения сил прижатия тел качения фрикционных передач.
- •Расчет червячных передач на прочность по напряжениям изгиба.
- •Расчет подшипников при жидкостном трении.
- •3.Расчет конической передачи по контактным напряжениям.
- •4.Расчет валов на колебания.
- •Допускаемые напряжения изгиба.
- •5 Билет
- •6 Билет
- •1.Зависимость между осевой силой на винте и крутящим моментом, приложенным к винту. Момент трения на опорной поверхности гайки.
- •2. Напряжение в ремне. Допускаемые полезные напряжения
- •3. Расчет цепной передачи.
- •4. Расчет планетарных передач.
- •3.Расчет шлицевых соединений при переменных и постоянных нагрузках.
- •Билет №9
- •10 Билет
- •1.Расчет винта,нагруж.Осевой силой и крут.Моментом
- •2.Методика расчета клиноременных передач
- •3.Проверочный расчет валов.Расчет валов на прочность.
- •Билет12
- •Силы в зацеплении червячных передач
- •Подбор подшипников качения
- •Расчет нарезной части винта. Расчет высоты гайки и определение внутреннего диаметра резьбы болта.
- •1. Основные определения и классификация резьб. Основные геометрические параметры резьбы.
- •4.Расчет зубчато-ременных передач
- •Билет17
- •1. Фрикционно-винтовые соединения(клеммовые)
- •2. Конические передачи. Геометрия. Модули. Силы в заце-плении(билет17)
- •3) Классификация муфт расчет компенсирующих жестких муфт. Подвижные муфты.
- •4) Расчет плоскоременных передач(билет 17)
- •Билет №19
- •3) Подбор подшипников по статической и динамической грузоподъемности. Определение условий эквивалентной нагрузки.
- •4) Классификации муфт:
- •Расчет винта под действием эксцентричной нагрузки
- •2)Проверочный расчет цилиндрических колес на контактную прочность
- •Билет №20
- •21 Билет
- •1. Прочность болтов поставленных без зазора.
- •2. Общие сведения о зубчатых передачах. Классификация зубчатых передач. Область применения. Критерии работоспособности.
- •3.Расчет валов на колебания.
- •4. Расчет зубчатых передач по напряжениям изгиба.
- •24 Билет
- •26 Билет
- •1.Прочность соединения с натягом.]
- •2.Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач.
- •Силы в плоскоременной передаче.
- •Допускаемые напряжения изгиба и контактные напряжения.
Расчет подшипников при жидкостном трении.
И спользуется решение задачи течения жидкости между двумя параллельными пластинами.
В основу расчета положено уравнение Рейнольдса для плоского потока жидкости, определяющее давление в нем при бесконечно большой ширине потока в направлении, перпендикулярном к скорости движения пластины:
(2),
где -- вязкость масла; -- скорость; h – зазор в произвольном сечении с координатой x; hm – зазор в сечении с максимумом давления.
На основании уравнения (1) получается формула грузоподъемности: ,
где -- коэффициент грузоподъемности, являющийся безразмерной функцией положения цапфы в подшипнике и границ зоны несущего масляного слоя, зависящей также от отношения l/d ( =f(l/d)); l – длина цапфы; -- относительный зазор в подшипнике ( ); -- диаметральный зазор; -- радиальный зазор; D,d – наружный и внутренний диаметры подшипника, соответственно.
Давление hmin – минимальная толщина слоя масла. Он является основным параметром подшипника жидкостного трения. .
В расчетах учитывается изменение зазора от температуры как следствие линейного расширения материала.
Порядок расчета:
1. Из графика зависимости коэффициента грузоподъемности от значения ( ) определяем значение .
2. Из допускаемых значений l/d=0.5…1.0 находим значение d.
3. Проверка по допустимому давлению.
4. Уточнение относительного зазора.
5. Выбор сорта масла. Устанавливаем температуру узла 45…75ºС. По графику находим вязкость .
Проверочный расчет выполняют по нагруженности подшипников ; После расчета коэффициента грузоподъемности определяют критическую толщину масляного слоя, при которой нарушается режим жидкого трения , где (1,1…1,2)—запас, учитывающий влияние возможных случайных факторов; (RZ1+RZ2)—сумма высот неровностей поверхностей шипа и подшипника; y0 – учитывает деформацию детали.
Определение коэффициента запаса: .
Определение тепловой нагруженности: .
Если <20 , то охлаждение не требуется.Если 20÷40 , то охлаждение требуется.
Если >40 , то смазка под давлением.Расчет по тепловому балансу.
Для составления теплового баланса подшипника нужно знать расход масла Q через подшипник.
Его можно определить на основании экспериментальных данных из графика зависимости отношения от для различных значений l/d.
Количество теплоты переносимое смазочным материалом, (Вт): ,
где с—удельная теплоемкость смазочного материала, Дж/(м3град); Q – расход смазочного материала, м3/с; t1,t2 – температура смачного материала на входе и на выходе из подшипника.
Количество теплоты отводимое корпусом во внешнюю среду, (Вт): ,где k 9…16 Вт/(м2град) – коэффициент теплопередачи; A1—Поверхность подшипника омываемая воздухом, м2; tM—средняя температура масла в нагруженной зоне; tВ—температура окружающего воздуха.
Для определения температуры масла следует оценить тепловыделение в подшипнике, для чего нужно знать силу трения.
По формуле Ньютона удельное сопротивление вращению шипа для вязкой несжимаемой жидкости Полная сила на поверхности А подшипника .Сила сопротивления в подшипнике ,где ФТР – характеристика трения, представляющая собой безразмерную функцию положения шипа в подшипнике, границ несущего слоя и отношения l/d.Коэффициент трения в подшипнике .В таблицах приводятся значения в зависимости от и l/d. Тепловыделение в подшипнике: .Уравнение теплового баланса при установившемся режиме работы подшипника: .Отсюда можно найти среднюю температуру масла в нагруженной зоне.
Билет 2
1. Определить понятие деталь
Деталь - это изделие, изготавливаемое из однородного материала без сборочных или монтажных операций. К деталям относятся также'Изделия, изготовленные из однородного материала с применением сварки, пайки, сшивки, склеивания (например, трубка, спаянная или сваренная из куска листового материала).
Сборочная единица - изделие, состоящее из нескольких деталей, соединенных между собой с помощью сборочных или монтажных операций и имеющих общее функциональное назначение (подшипник, муфта, редуктор и др.).
В зависимости от назначения и воспринимаемых нагрузок детали машин имеют вид стержней, пластин, оболочек или их отдельных элементов. Стержни, или стержневые элементы, - это детали, поперечные размеры которых меньше продольных. Пластины имеют весьма малую толщину по сравнению с размерами в плане. Оболочка - это замкнутый элемент с весьма малой раз-. ностью наружного и внутреннего диаметров по сравнению с другими размерами.
По воспринимаемым нагрузкам детали машин, которые по конструктивному исполнению относятся к стержням, подразделяются на детали, нагруженные осевыми силами (ходовые винты, анкерные болты), крутящими и изгибающими моментами (валы, оси), крутящими моментами (торсионы) и др.
Пластины рассматривают при изучении соединений (сварные, заклепочные, шпоночные, шлицевые), а также при рассмотрении взаимодействия поверхностей, когда кривизна одной из них равна бесконечности (р = »).
Оболочки (сосуды высокого давления, тонкостенные трубчатые элементы конструкций) в курсе деталей машин рассматриваются мало и являются предметом изучения специальных дисциплин.
По назначению детали машин условно могут быть разделены на следующие группы:
• детали соединений и передач (болты, винты, шпонки, шестерни, звездочки, шкивы, валы, муфты, подшипники и др.);
• детали для установки сборочных единиц (картеры, корпуса, станины и др.);
• детали смазочных, защитных и предохранительных устройств (сальники, защитные шайбы, сапуны и др.). Изучение взаимодействия этих деталей, критериев их работоспособности, выбор материалов и, как результат, правильное построение машин и механизмов - основа курса "Детали машин и основы конструирования".
2. Шлицевые соединения . Область применения.
По сравнению со шпоночными шлицевые соединения обладают более высокими нагрузочной способностью, усталостной прочностью валов и точностью центрирования на них деталей. Кроме того, они менее чувствительны к динамическим и переменным нагрузкам.
Наиболее распространены шлицевые соединения с прямобоч-ным и эвольвентным профилем зубьев (или шлицев). Размеры, допуски и посадки этих видов соединений стандартизованы. Зубья треугольного профиля применяют в основном для неподвижных соединений, передающих небольшие моменты. Обычно их используют, чтобы избежать прессовых посадок, а также при тонкостенных втулках.
Боковые стороны зубьев прямобочного профиля (рис. 7.7) параллельны между собой, а средняя линия между боковыми сторонами проходит через центр сечения. Стандартом предусмотрены три серии соединений: легкая, средняя и тяжелая, отличающиеся высотой и количеством зубьев. Число зубьев - в пределах 6...20. Форма впадины между зубьями зависит от способа центрирования и метода изготовления: исполнения А, В и С (рис. 7.7, б).
Различают способы центрирования: по боковым граням Ь; по наружному диаметру D; по внутреннему диаметру d. Центрирование по b не обеспечивает точной соосности ступицы и вала, однако дает наиболее равномерное распределение нагрузки между зубьями. Его применяют в тяжелонагруженных валах, где не требуется высокая точность вращения (например, карданные валы автомоби лей). Центрирование по D (исполнение В) применяют при невысокой твердости ступицы, допускающей ее обработку протягиванием. В этом случае вал обрабатывают круглым шлифованием. Этот способ применяют также и при высокой твердости ступицы, при этом отверстие обрабатывают дорном, твердосплавной протяжкой и т. д. (оставляя припуск на такую обработку до термообработки ступицы). Около 80% шлицевых соединений центрируются по D. Если ступица твердая, то применяют центрирование по d, при этом ее отверстие шлифуется, а паз вала по диаметру обрабатывается плоским шлифованием (форма впадины вала по исполнениям А и С). Этот способ используется также при длинных валах, когда есть опасность их искривления после термообработки.