- •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.
1. Основные определения и классификация резьб. Основные геометрические параметры резьбы.
Резьба как основной элемент соединения представляет собой один или несколько равномерно расположенных выступов постоянного сечения, образованных на боковой поверхности прямого кругового цилиндра или прямого кругового конуса. В зависимости от формы основной поверхности резьбы бывают цилиндрические или конические (рис. 6.1). Витки /, 2 резьбы располагаются по винтовым линиям, представляющим собой след от движения точки по боковой поверхности цилиндра или конуса. При этом отношение между ее осевым перемещением а и соответствующим ему угловым перемещением е является постоянным, но не равным нулю или бесконечности. На развертке цилиндрической (конической) поверхности винтовая линия располагается под некоторым углом ψ к основанию. Этот угол называют углом подъема резьбы. Для цилиндрической резьбы угол ψ определяется из соотношения tgψ = Ph/(πd2)> гДе
P h - ход резьбы, представляющий собой расстояние между одноименными точками одной винтовой линии.
Профиль резьбы - это контур сечения витка резьбы в плоскости, проходящей через ось основной поверхности. По форме профиля резьбы бывают: треугольные - метрические, дюймовые; трапецеидальные круглые ; прямоугольные .
Основной характеристикой профиля резьбы является угол между ее смежными боковыми сторонами в плоскости осевого сечения, называемый углом профиля резьбы а (рис. 6.2). Для треугольного профиля метрической резьбы а - 60°, дюймовой - а = 55°.
По числу заходов резьбы бывают одно- и многозаходные. Количество заходов определяется числом располагаемых рядом витков резьбы (см. рис. 6.1). Наиболее распространена однозаходная резьба. Резьбы всех крепежных деталей однозаходные, многозаходные применяются в ходовых винтах винтовых механизмов. От количества заходов зависит ход резьбы, т. е. относительное поступательное перемещение винта и гайки за один оборот. Для однозаходной резьбы ход Р/г равен шагу Р, а для многозаходной Рh = пР, где п -число заходов.
Шаг резьбы Р определяется как расстояние по инии, параллельной оси резьбы, между средними точками ближайших одно-
В качестве основной принята треугольная метрическая резьба с углом профиля а = 60°.
Установлены основные размеры метрической резьбы D, d — наружный диаметр соответственно внутренней резьбы гайки и наружной резьбы болта; D1, d1 - внутренний диаметр гайки и болта; D2, d2 - средний диаметр гайки и болта; d3 - внутренний
диаметр болта по дну впадины; И = — ctg30°= 0.866P - высота исходного треугольника.
Рабочая высота профиля значительно меньше высоты исходного треугольника:
где Н/8 - притупление вершин профиля резьбы болта; Н/А -притупление вершин профиля резьбы гайки.
По назначению различают следующие основные типы резьб: крепежные, крепежно-уплотняющие и резьбы грузовых и ходовых (трансмиссионных) винтов.
2. Геометрия и кинематика ременных передач . Формула элера.
При расчете рассматривают угол обхвата α и длину ремня.
У равнение Эйлера
- уравнение Эйлера
3. Классификация приводных ремней . Основные параметры приводных ремней
Принцип действия и сравнительная оценка. Цепная передача схематически изображена на рис. 13.1. Она основана на зацеплении цепи 1 и звездочек 2(£)Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью при прочих равных условиях большие нагрузки (однако меньшие, чем зубчатыми колесами). Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство передаточного отношения (среднего за оборот) и возможность работы при значительных кратковременных перегрузках. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры. Угол обхвата звездочки цепью не имеет столь решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем. Поэтому цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях, а также передавать мощность от одного ведущего вала / нескольким ведомым 2 (рис. 13.2).
Ц епные передачи имеют и недостатки. Основной причиной этих недостатков является то, что цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику. С этим связаны износ шарниров цепи, шум и дополнительные динамические нагрузки, необходимость организации системы смазки. Мощность
Современные цепные передачи применяют в диапазоне мощностей от долей до нескольких тысяч киловатт. Наибольшее распространение получили передачи до 100 кВт, так как при больших мощностях прогрессивно возрастает стоимость цепной передачи по сравнению с зубчатой.
Скорость цепи и частота вращения звездочки
где z — число зубьев звездочки; рц — шаг цепи, м; п — частота вращения звездочки, мин""1.
Со скоростью цепи и частотой вращения звездочки связаны износ, шум и динамические нагрузки привода. Наибольшее распространение получили тихоходные и среднескоростные передачи с v до 15 м/с и п до 500 мин"1. Однако встречаются передачи с л до 3000 мин"1. При быстроходных двигателях цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора.
Передаточное отношение
Распространенные значения i до 6. При больших значениях / становится нецелесообразным выполнять одноступенчатую передачу из-за больших ее габаритов.
КПД передачи. Потери в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов. При смазке погружением цепи в масляную ванну учитывают также потери на перемешивание масла. Среднее значение КПД х\ «0,96...0,98.
Межосевое расстояние и длина цепи. Минимальное межосевое расстояние ограничивается минимально допустимым зазором между звездочками (30...50 мм):