- •Ответы по деталям машин
- •1.1. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин:
- •1.2.Резьбовые соединения, их достоинства и недостатки. Основные детали резьбовых соединений: винт, гайка, шпилька, стопорные устройства. Схемы соединений с помощью этих устройств:
- •1.3.Типы резьб и область их применения. Основные геометрические параметры резьбы. Понятие о расчетном диаметре крепежных резьб:
- •1.4. Вывод расчетных зависимостей для определения момента сопротивления в резьбе и момента трения на торце гайки (головки болта):
- •1.5. Условие самоторможения винтовой пары:
- •1.6. Коэффициент полезного действия винтовой пары. Способы повышения кпд винтовой пары:
- •1.7. Распределение осевой силы по виткам гайки. Конструктивные меры, применяемые для улучшения распределения нагрузки по виткам:
- •1.8. Расчет на прочность стержня, нагруженного силой затяжки и моментом сопротивления в резьбе (прочность затянутого болта):
- •1.9. Расчет резьбовых соединений, нагруженных сдвигающей силой при установке винтов с зазором и без зазора:
- •1.10. Расчет резьбовых соединений, нагруженных моментом сил в плоскости стыка при установке винтов с зазором и без зазора:
- •1.11. Расчет резьбовых соединений, нагруженных предварительной силой затяжки и последующей внешней осевой силой:
- •1.12. Расчет резьбовых соединений, нагруженных отрывающей силой и опрокидывающим моментом:
- •1.13. Расчет резьбовых соединений, работающих при переменной нагрузке. Конструктивные и технологические мероприятия по повышению долговечности винтов, работающих при переменной нагрузке:
- •1.14. Материалы резьбовых деталей и допускаемые напряжения:
- •1.15. Сварные соединения, достоинства и недостатки, область применения. Типы сварных швов, виды сварных соединений, методы сварки:
- •1.17. Сварные нахлесточные соединения. Типы швов. Распределение напряжений по длине флангового шва, рекомендуемые пределы длин фланговых швов:
- •1.19. Тавровые соединения. Расчет соединений нагруженных силой, силой и изгибающим моментом:
- •1.20. Допускаемые напряжения при расчете сварных соединений:
- •1.21. Расчет сварных соединений, работающих при переменной нагрузке. Формулы для расчета и выбор допускаемых напряжений:
- •1.22. Заклепочные соединения, достоинства и недостатки, область применения. Основные типы заклепок и заклепочных соединений:
- •1.24. Соединения деталей с натягом, достоинства и недостатки, область применения. Способы получения соединений. Принцип работы (передачи нагрузки) соединения с натягом.
- •1.26. Связь давления на поверхности контакта с расчетным натягом в соединении (Ляме).
- •1.27. Понятие о расчетном и измеренном натягах. Влияние микронеровностей на нагрузочную способность соединений с натягом.
- •1.28. Потребная сила запрессовки. Потребная температура нагрева охватывающей (охлаждения охватывающей) деталей, необходимая для обеспечения свободной сборки соединения.
- •1.29. Напряженное состояние деталей в соединении с натягом. Проверка их прочности.
- •1.30. Шпоночные соединения, достоинства и недостатки, область применения. Типы призматических шпонок, способы изготовления шпоночных пазов.
- •1.31. Соединения с призматическими шпонками, конструкция и метод расчета.
- •1.32. Соединения с сегментными шпонками, конструкция и метод расчета.
- •1.33. Типы шлицевых соединений, их сравнительная оценка. Область применения. Способы центрирования деталей шлицевых соединений, обоснование выбора способа центрирования.
- •1.34. Критерии работоспособности шлицевых соединений. Метод расчета шлицевых соединений.
- •1.35. Выбор допускаемых напряжений для шпоночных и шлицевых соединений.
- •1.36. Передачи винт-гайка, назначение и область применения, достоинства и недостатки. Виды передач, пример конструкции, материалы деталей передач.
- •1.37. Критерии работоспособности передачи винт-гайка – скольжения. Расчет передачи по удельному давлению в резьбе и расчет на прочность и устойчивость:
- •2.1 Общие сведения о передачах: назначение, область применения. Краткая классификация передач, их основные характеристики. Принцип работы, кинематика, сравнительная оценка различных типов передач.
- •Основные характеристики передач
- •2.2. Контактные напряжения. Виды разрушения, вызываемые контактными напряжениями. Какие передачи рассчитываются по сопротивлению контактной усталости?
- •2.3. Зубчатые передачи, достоинства и недостатки. Основные виды зубчатых передач. Основные параметры зубчатых колес. Передаточное число. Материалы и термообработка для зубчатых колес.
- •Основные виды зубчатых передач
- •Достоинства и недостатки
- •Основные характеристики передач
- •Основные параметры зубчатых колес
- •Передаточное число
- •Материалы и термообработка для зубчатых колес
- •2.4. Силы в зацеплении цилиндрических прямозубых и косозубых колес.
- •2.5. Основные причины выхода из строя зубчатых колес и методы расчета, обеспечивающие работоспособность зубчатых передач. Основные виды разрушения зубьев
- •Основные критерии работоспособности
- •2.6. Понятие о коэффициенте расчетной нагрузки для зубчатых передач. Коэффициенты концентрации и динамичности нагрузки, их физический смысл: от каких параметров зависят величины этих коэффициентов.
- •2.7. Расчет зубьев цилиндрических прямозубых колес на сопротивление контактной усталости. Вывод расчетной зависимости и ее анализ.
- •2.8. Расчет зубьев цилиндрических прямозубых колес на изгибную усталость. Вывод расчетной зависимости и ее анализ.
- •2.10. Особенности геометрии и условий работы косозубых цилиндрических передач. Длина линии контакта и распределение нагрузки по длине контакта.
- •Как определить коэффициент, учитывающий форму зуба для косозубого цилиндрического зубчатого колеса?
- •Особенности расчета косозубых и шевронных колес на сопротивление контактной и изгибной усталости
- •Чем обуславливается повышение нагрузочной способности косозубых и шевронных передач по сравнению с прямозубыми?
- •Типы зубчатых колес.
- •Основные геометрические параметры конического зубчатого колеса. Передаточное число конической зубчатой передачи.
- •2.14. Силы, действующие в зацеплении прямозубых конических колес. Силы, действующие в зацеплении прямозубых конических колес.
- •Как учитывают при их выборе переменный режим и заданный срок работы передачи?
- •2 .18. Червячные передачи. Достоинства и недостатки, область применения. Принцип действия. Червячные передачи.
- •Достоинства и недостатки, область применения.
- •2.19. Основные параметры червячных передач (мощность, передаточное отношение, модуль, межосевое расстояние).
- •2.20. Геометрия червячных передач без смещения исходного производящего контура.
- •2.21. Червячные передачи со смещением исходного производящего контура, коэффициенты смещения.
- •2.22 Типы червяков, технология изготовления червяков и червячных колес.
- •2.23. Скольжение в червячной передаче, кпд передачи, способы повышения кпд.
- •2.24. Силы в зацеплении червячной передачи.
- •2.25. Причины выхода из строя червячных передач и критерии их работоспособности.
- •2.26. Выбор материалов для червяка и венца червячного колеса.
- •2.27. Расчет зубьев червячных передач на сопротивление контактной и изгибной усталости. Понятие о расчетной нагрузке. Расчет червячной передачи по контактным напряжениям
- •Расчет червячной передачи по напряжениям изгиба зуба колеса
- •2.28. Выбор допускаемых контактных напряжений при расчете червячных передач.
- •2.29. Тепловой расчет и способы охлаждения червячных передач.
- •2.30. Способы смазывания червячных передач, типы смазочных материалов и их объемы.
- •3.1. Валы и оси – назначение, опорные части валов и осей. Конструкции основных типов цапф.
- •3.2. Посадочные поверхности и переходные участки валов.
- •3.3. Форма вала по длине и способы осевой фиксации деталей на валу.
- •3.4. Материалы и обработка валов и осей.
- •3.5. Критерии работоспособности валов и осей.
- •3.6. Расчетные схемы валов и осей.
- •3.7. Изгибная и крутильная жесткость вала. Параметры их оценки.
- •3.8. Проектный расчет валов.
- •3.9. Условия, определяющие опасное сечение вала.
- •3.10. Расчеты валов по статической прочности.
- •3.11. Расчеты валов на сопротивление усталости. Конструктивные и технологические способы повышения сопротивления усталости валов.
- •3.12. Расчеты валов на жесткость.
- •3.13. Расчеты валов на виброустойчивость.
- •3.14. Подшипники качения – назначение , достоинства и недостатки. Классификация, система условных обозначений подшипников качения.
- •3.15. Кинематика подшипников качения.
- •3.16. Распределение радиальной нагрузки между телами качения в радиальном однорядном шарикоподшипнике.
- •3.17. Контактные напряжения в деталях подшипника.
- •3.18. Причины выхода из строя подшипников качения.
- •3.19. Подбор подшипников качения по статической грузоподъемности. В каких случаях подбирают подшипники качения по статической грузоподъемности.
- •3.20. Назначение радиальных подшипников качения, конструкция. Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу l.
- •3.21. Назначение радиально-упорных подшипников качения, конструкция. Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу l.
- •3.22. Назначение упорных подшипников качения, конструкция. Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу l.
- •3.23. Подбор подшипников качения на заданный ресурс при переменных режимах нагружения.
- •3.24. Как в расчетах подшипников качения на ресурс учитывается требуемый повышенный уровень надежности.
- •3.25. Для каких типов подшипников качения определяется эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, а для каких – эквивалентная динамическая осевая нагрузка?
- •3.26. Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки для радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников качения.
- •3.27. Особенности определения осевых сил, нагружающих радиально-упорные подшипники качения.
- •3.28. Как в расчетах подшипников качения на ресурс учитываются реальные условия эксплуатации.
- •3.29. Для каких условий эксплуатации предназначены шариковые радиальные двухрядные сферические подшипники? Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу l.
- •3.30. Почему целесообразно конструировать опоры качения так, чтобы относительно радиальной нагрузки вращалось внутреннее, а не наружное кольцо подшипника?
- •3.31. Какие подшипники могут использоваться в фиксирующих опорах? Изобразите конструкцию одного из них. Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу l.
- •Конструкция шарикового радиально-упорного подшипника.
- •Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу l:
- •3.32. Назначение роликовых радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами, конструкция. Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу l.
- •Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу l.
- •3.33. Понятие статической грузоподъемности подшипников качения. Определение эквивалентной статической радиальной нагрузки для радиальных и радиально-упорных подшипников.
- •3.34. Приводные муфты - назначение и краткая классификация.
- •3.35. Основные характеристики муфт. Расчетный момент приводных муфт.
- •3.36. Назначение глухих муфт. Приведите конструкцию и метод расчета фланцевой (поперечно-свертной) муфты.
- •3.37. Жесткие компенсирующие муфты, назначение, область применения. Какие ошибки изготовления и сборки и каким образом компенсируют эти муфты? Пример конструкции жесткой компенсирующей муфты.
- •Зубчатые муфты.
- •Другие жёсткие компенсирующие муфты.
- •М уфта упругая втулочно-пальцевая (мувп).
- •3.40. Предохранительные муфты, назначение, область применения. Основные требования, предъявляемые к предохранительным муфтам. Пример конструкции и метод расчета муфты с разрушающимся элементом.
Типы зубчатых колес.
Основное применение получили ортоганальные передачи с суммарным углом между осями δ1+δ2=90° Конические зубчатые передачи выполняются без смещения исходного контура(Х1=0;Х2=0) или равносмещёнными (Х1+Х2=0 ,Х1=-Х2). Поэтому начальные конусы совпадают с делительными. Конические колёса выполняют прямозубыми,с тангенциальными и круговыми зубьями. Прямозубые передачи применяют при окружных скоростях до 3 м/с, в прямозубых с повышенной точностью – до 8 м/с. При более высоких скоростях применяют передачи с круговыми зубьями.
Основные геометрические параметры конического зубчатого колеса. Передаточное число конической зубчатой передачи.
Углы делительных конусов связаны с их диаметрами и числами зубьев z. согласно рисунку tgδ1=de1/de2=z1/z2=1/u; δ2=90°-δ1, где u=ω1/ω2 – передаточное отношение,равное передаточному числу z2/z1. Внешние делительные диаметры колёс равны de1=mtez1; de2=mtez2, где mte- окружной модуль зацепления на торце.
Внешнее конусное расстояние Re ,по которому настраивается станок при зуборезании,равно:
Re=0,5(d2e1+d2e2)½=0,5mte(z12+z22)½ Rm=Re-0,5b=Re(1-0,5b/Re)=Re(1-0,5Kbe), где Kbe=b/Re <0,35– коэфициент ширины зубчатого венца.
Средний делительный диаметр и модуль находят из соотношений dm/de=(Re-0,5b)/Re; dm=de(1-0,5Kbe); mm=mte(1-0,5Kbe).
Диаметр вершин зубьев равен dae=de+2haecosδ.
2.14. Силы, действующие в зацеплении прямозубых конических колес. Силы, действующие в зацеплении прямозубых конических колес.
Результирующую силу Fn, действующую в нормальной
плоскости к поверхности зуба,раскладываем на
составляющие: окружную Ft,радиальную Fr и осевую Fa. Известен вращающий момент Т,нм, и следовательно,
известна окружная сила на среднем делительном диаметре. Выразим через окружную силу другие составляющие(рис,сечение О2О1).
Для прямозубой передачи: Ft=2000T1/dm1=2000T1/[de(1-0,5Kbe)]; Fr1=F’cosδ1=Fttgαcosδ1; Fa1=F’sinδ1=Fttgαsinδ1; Fn=Ft/cosα. Для колеса Fr2= -Fa1; Fa2= -Fr1; dm- cредний делительный диаметр, de- Внешние делительные диаметры колёс
δ – углы делительных конусов. 2.15. Особенности расчета конических передач на контактную и изгибную усталость.
Проводят так же,как и расчёт цилиндрической зубчатой передачи с эквивалентными зубчатыми колёсами dv1,dv2 в
среднем сечении О1О2 длины зуба. В формуле
σH=ZEZεZH[KHFt(u±1)/d1bwu]½≤[ σ]Н для контактных напряжений цилиндрических передач заменим Ft на
выражение Ft=2000T1/dm1=2000T1/[de(1-0,5Kbe)]; для конических передач, bw=KbeRe=0,5Kbed1/sinδ1,значение d1 на dv1= de(1-0,5Kbe)/cosδ1, u=uv=zv2/zv1=(cosδ1/cosδ2)², а также примем (1-0,5Kbe)²≈1,04(1-Kbe), введём в знаменатель коэффициент νH=0,85, найденный экспериментально для понижения нагрузочной способности конических передач по сравнению с цилиндрическими.принимая в формуле
σH=Kz(2000)½[ KHT1 (u±1)/d21bwu]½≤[ σ]Н Kz=431 получаем: σH=3*104[ KH1T/(1-Kbe)Kbede13νHu]½≤[ σ]Н (*) где KH=KHβKHV – коэф.нагрузки; [ σ]Н – допускаемые напряжения находят по зависимостям для цилиндрических передач; νH –коэфициент для прямозубых передач равен 0,85, а для передач с круговым зубом его определяют по формулам твёрдоости. H1<350HB, H2<350 νH=1,22+0,21u; H1>45HB, H2<350 νH=1,13+0,13u; H1= H2>45 νH=0,81+0,15u;
При проектном расчёте внешний диаметр колеса определяют из зависимости (*) для Kbe=0,285,
de1=1650 [T1KH/[ σ]Н 2 νHu]3/2. Расчёт по напряжениям изгиба проводят по формулам σf1=2,7*103T1KFYF1/bde1mteνF≤[σ]F; σF2=σF1YF2/YF1≤[σ]F2 , где KF=KFβKFV; [σ]F, YF- для zV определяют по формулам цил.передач; νF=0,85 – для прямозубых. Для косозубых передач: νF= 0,94 + 0,08u при H1=H2<350HB νF= 0,85 + 0,043u при H1>45HRCэ H2<350HB νF= 0,65 + 0,11u при H1=H2>45HRCэ, Модуль при проектном расчёте определяют по формуле mte=[2,7*103T1KFYF1/Ψmz1[σ]F1 νF]3/2 , где Ψь=и/ьеу – предварительно принимают как в цилиндрических передачах и просчитывают для нескольких вариантов z1.
2.16. Как определяют допускаемые контактные напряжения для расчета зубчатых цилиндрических и конических передач? От каких параметров они зависят. Как учитывают при их выборе переменный режим и заданный срок работы передачи?
Как определяют допускаемые контактные напряжения для расчета зубчатых цилиндрических и конических передач? От каких параметров они зависят.
[ σ]Н – допускаемые контактные напряжения для конических передач находят по зависимостям для цилиндрических передач;
Выбор допускаемых напряжений базируется на кривых усталости, полученных при испытании образцов-аналогов зубчатых колес.
На рис. показана кривая усталости, построенная в логарифмической системе координат σ-N (амплитуда напряжений цикла — число циклов нагружения до разрушения образца). Наклонный участок кривой усталости в точке G переходит в горизонтальный.
Число циклов NG, соответствующее точке перелома G, называется базовым числом циклов.
Напряжение σlim, соответствующее базовому числу циклов, называется пределом выносливости (для контактных напряжений σHlim ,для напряжений изгиба σFlim )-
При напряжении σ<σlim передача теоретически может работать длительное время, при σ > σlim — ограниченное время.
Если при расчете передач на заданный срок службы суммарное число циклов Ni будет меньше NG, то напряжение можно повысить до σi, (рис. — пунктирные линии).
Наклонный участок кривой усталости описывают степенной функцией. Для точек i и G (рис) σqiNi=C; σqlimNc=C, где q — показатель степени (q = 6...9), С — постоянное число для конкретной твердости материала.
Приравнивая правые части уравнений, получим σi=σlim[NG/Ni]q/2 (*)
Эта зависимость используется для определения допускаемых контактных напряжений [σ]H и напряжений изгиба [σ]F колес из стали.
Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала, обозначается.
[σ]H.
Разделив обе части уравнения (*) на коэффициент запаса прочности SH, в левой части получим допускаемое напряжение для числа циклов NK = Nt. Заменим коренное выражение коэффициентом ZN = [NGH /NK .]q/2
Экспериментами установлено, что предел выносливости также зависит от шероховатости поверхностей и окружной скорости, учитываемых коэффициентами ZR, Zv.
Допускаемые контактные напряжения определяют по зависимости [σ]H=σHlimZNZRZv/SH , Предел выносливости σHlim, соответствующий базовому числу циклов NGH, зависит от средней твердости поверхности зуба в интервале, заданном при термообработке.
Коэффициент запаса прочности SHmin = 1,1 — для зубчатых колес с однородной структурой (улучшение, объемная закалка), SHmin =l,2 — для колес с поверхностным упрочнением. Дня передач, выход из строя которых ведет к тяжелым последствиям, SHmin =1,25. ..1,35.
Коэффициент долговечности для контактных напряжений ZN = [NGH /NK .]6/2 (q=6) при
условии 1 ≤ ZN ≤ ZNmax, (11.35)
где ZNmax = 2,6 — для материала колес с однородной структурой (нормализация, улучшение, объемная закалка); ZNmax=1,8 — для поверхностного упрочнения (цементация, нитроцементация, закалка ТВЧ, азотирование).
Базовое число циклов для контактных напряжений
NGH=30(HBcp)2,4≤12*107.
При Н>560НВ (HRC3>56) базовое число циклов
HGH=12-107.
Число циклов напряжений NK соответствует заданному сроку службы при работе передачи с постоянной нагрузкой: HK=60nn3Lh, где где п — частота вращения (шестерни или колеса), мин-1 ; п3 — число зацеплений (для пары колес n3 = 1, если шестерня зацепляется с тремя колесами, то п3 = 3 , что имеет место в планетарных передачах); Lh — время работы передачи в часах (суммарное, если передача работает при разных вращающих моментах). При работе передачи с переменной нагрузкой в формулу (11.35) подставляют вместо NK эквивалентное NE число циклов перемен напряжений.
Коэффициент ZR учитывает влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. ZR=1 для Ra =1,25...0,63мкм (шлифование); ZR = 0,95 для Ra = 2,5... 1,25 мкм (чистовое фрезерование), ZR = 0,9 для Ra = 10...2,5 мкм (грубое фрезерование).
Коэффициент Zv учитывает влияние окружной скорости для Н<350НВ Zv=0,85v0,1>l, для Н>350НВ Zv = 0,925v0,05 > 1.
Повышение скорости улучшает образование масляного слоя и уменьшает силы трения. При v > 5 м/с допускаемые напряжения возрастают.
Выбор допускаемых контактных напряжений. Напряжения рассчитываются для шестерни [σ]H1 и колеса [σ]H2 причем для прямозубых передач
[σ] H =[σ]HLIM =min {[σ]H1; [σ]H2 }; (11.37)
для косозубых, шевронных и с круговым зубом
[σ] H =0,45([σ]H1+[σ]H2) при выполнении условия
[σ] H ≤ 1,25[σ] Hlim —Для цилиндрических передач,
[σ] H ≤1,15[σ] Hlim —для конических передач, где[σ] Hlim — минимальное значение из двух.
Максимальные допускаемые контактные напряжения назначаются по условиям отсутствия остаточных (пластических) деформаций или хрупкого разрушения упрочненного поверхностного слоя. В проверках прочности при максимальных (пусковых) перегрузках, период действия которых N < 0,03NGH циклов, допускаемые напряжения принимает для улучшенных и объемно-закаленных сталей
[σ] Hmax = 2,8σ Т, где σт — предел текучести, МПа, для зубьев, подвергнутых цементации или закалке ТВЧ,
[σ] Hmax =44НRСэ.
для азотированных (твердость по Виккерсу)
[σ] Hmax =3HHV •