- •Осн. Направл. Развития машиностроения
- •4 Конструкция шарикоподшипников радиальных и радиально – упорных
- •5 Основные критерии работоспособности
- •6. Виды повреждения зубчатых передач
- •7. Виды нагрузок и их распределение
- •8Допускаемые напряжение при статических и переменных нагрузках
- •9. Материалы зубчатых колес и термообработка
- •10. Способы стопорения резьбовых соединений
- •12. Заклепочные соединения. Назначения, технология, классификация.
- •14. Клеммовые соединения. Назначение, применение, виды соединений.
- •15 Шпоночные соединения
- •17.Сварные соединения. Основные виды соединений. Расчеты на прочность при нагружении осевыми силами.
- •1 9.Зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой винта.
- •20. В чем сущность расчета дм на прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость, теплостойкость.
- •25 Расчет корригированных зубчатых зацеплений
- •31.Клеевые и пайные соединения
- •36.Центрирование шлицевых соединений.(неполно)
- •37. Критерии работоспособности и виды повреждений зубчатых передач
- •38. Геометрические параметры червяков, червячных колес и передач
- •40. Стандартные элементы цилиндрических зубчатых колес
- •41.Зубчатые передачи, классификация, назначения, области применения
- •42.Тоность зубчатых передач.
- •43. Расчёт на прочность по контактным напряжениям червячных передач
- •43.Из конспекта
- •44. Допускаемые напряжения зубчатых передач
- •45. Особенности расчёта конических зубчатых передач по контактным напряжениям
- •46. Особенности расчета конических зубчатых передач по напряжениям изгиба.
- •47. Напряжение в ремне ременных передач.
- •48. Определение силы давления на вал от ременной передачи.
- •49. Расчет заклепочных соединений.
- •50. Геометрия и кинематика зубчатых передач. Основные параметры цилиндрических зубчатых передач.
- •51Особенности расчет открытых и закрытых зубчатых передач
- •52. Виды разрушения зубчатых передач
- •53. Силы в зацеплении прямозубых и косозубых колес. Вывод формул.
- •54 Передача винт гайка. Расчет размеров гайки
- •56. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности. Ресурс.
- •57. Конструкция многодисковой фрикционной муфты.
- •58. Расчет резьбы болта.
- •59. Расчет валов по эквивалентному моменту
- •Вертикальной плоскости; в — эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости; г — эпюра крутящего момента; д — эскиз вала
- •60. Трение и смазка подшипников скольжения.
- •61. Конструкция предохранительных муфт
- •62.Геометрические пораметры червячных передач.
- •63. Конструкция глухих муфт
- •64.Условный расчёт подшипников скольжения.
- •6 5. Шпоночные соединения, виды, расчет на прочность.
- •76. Определение эквивалентной нагрузки подшипников качения
- •77 Расчет валов на кручение
- •78. Подшипники качения. Общие сведения, классификация, точность
- •79. Эскиз глухой муфты( втулочной)
- •80. Определение коэф-та запаса прочности для опасного сечения вала
- •81. Упругое скольжение во фрикционной передаче. Геометрическое скольжение
- •82. Конструкция самоустанавливающихся подшипников качения.
- •83. Расчет шпонок
- •84. Расчет фрикционной цилиндрической передачи на контактную прочность
- •85. Проверочные расчеты на прочность для роликовой цепи
- •91. Расчет подшипников качения на долговечность
- •92. Цепные передачи, классификация приводных цепей. Критерии работоспособности
- •93.Конструкция валов, опорных участков
- •Г ладкие 2. Ступенчатые
- •Шейка промежуточная цапфа
- •94.Расчет валов на выносливость
- •95. Смазка подшипников качения
- •Расчет модуля и выбор основных параметров передачи
- •2. Проверка расчетных напряжений изгиба
- •3. Проверка прочности зубьев при перегрузках
- •4. Силы в зацеплении зубчатых колес
- •102. Условия работы фрикционной передачи
- •103. Проверочные расчеты упругой втулочно-пальцевой муфты
46. Особенности расчета конических зубчатых передач по напряжениям изгиба.
Конические зубчатые колеса используются в передачах, у которых оси валов пересекаются под углом δ(10-170), обычно он равен 90 градусов. Конические передачи сложны в изготовлении и монтаже, необходимы спец. станки и инструмент. Широко используются передачи с косыми и круговыми зубьями.
Удельная нагрузка q распределяется неравномерно по длине зуба. Она изменяется в зависимости от величины деформации и жесткости зуба в различных сечениях, т.е. по трапеции. Практически удобно принимать за расчетное значение среднее сечение зуба. Ф-ла для расчета передачи:
σF=YFWFt / νF mtm ≤ [ σF]
WFt – удельная расчетная окружная сила WFt=Ft kF / bw;
νF=0,85 – опытный коэф-т, показывающий, что конические колеса передают меньшую нагрузку по сравнению с эквивалентной прямозубой цилиндрической передачей;
Если подставим в выражение WFt, то получим:
σF=YF Ft kFβ kFV / νF mtm bw ≤ [ σF]
kFβ – коэф-т, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца;
kFV – коэф-т динамической нагрузки при изгибе;
YF – коэф-т формы зуба, (определяется по графику) который определяется по диаметру эквивалентного прямозубого цилиндрического колеса, равного диаметру разв-ки дополнительного конуса.
Zν1=z1 / cosδ1 Zν2=z2 / cosδ2
Для передач с круговыми зубьями экспериментальный коэф-т νF примерно равен 1…1,2, большее значение при твердости колес меньше 350НВ.
47. Напряжение в ремне ременных передач.
Ременная передача состоит из 2 шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего шкивы. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем в следствии натяжения ремня. Различают: плоскоременную, клиноременную (наиболее распространены) и круглоременную предачи.
Фактический срок службы ремня можно определить из уравнения кривой усталости:
σmmaxN=Cm; где σmax – максимальное напряжение в ремне; m-показатель степени, m=5…6; N- число циклов нагружения за весь срок Lh службы ремня; N=3600iLhzᴓ; zᴓ- число шкивов; N- постоянная, зависящая от типа ремня.
Поставив N в приведенное уравнение, получим срок службы ремня (ч):
Lh=(N/ σmax)m 1/3600 izᴓ.
Максимальные напряжения создаются в ведущей ветви ремня. Они складываются из:
σ1=F1/A=σ0+ σF/2; σv=Fv/A; σ0= F0/A; σt= Ft/A;
σt -напряжение от передачи полезной нагрузки и называется полезным напряжением.
Но разрушающее действие на ремень оказывают напряжения изгиба
σи=εE
ε- относительное удлинение, ε= δ/d и получим σи= δE/d – основным фактором, определяющим значение напряжений изгиба, является отношение толщины ремня к диаметру шкива.
Е- модуль упругости.
y – расстояние от нейтрального слоя до внутренней поверхности.
Суммарное максимальное напряжение в ведущей ветви в месте набегания ремня на малый шкив:
σmax= σ0+ σt/2+ σи+ σν.
48. Определение силы давления на вал от ременной передачи.
Сила давления ремня на вал:
Fоп = 2zF0sin(α1/2);
F0 – сила предварительного натяжения;
F0 = 850PномС1 / zνCαCp
z – количество ремней;
z = Pном /[Pп]
α1 – угол обхвата ремнем ведущего шкива.