- •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
Осн. Направл. Развития машиностроения
Основными тенденциями развития современного машиностроения являются:
Повышение мощности и быстроходности машин, равномерность хода
Автоматизация
Длительная безотказная работа (надежность и долговечность)
Удобство и безопасность обслуживания
Экономичность при эксплуатации
Минимальная масса и возможно наименьшая стоимость конструирования и изготовление машин
С увеличением мощности машины повышается ее производительность. Быстроходные машины не только более производительны, но и имеют меньше габариты, чем тихоходные той же мощности. Чем равномернее ход машины, тем выше качество ее работы.
P=TW P–мощность; Т–крутящий момент; W–угловая скорость.
Чем меньше Т, тем меньше габариты установки. Быстроходность стоит дорого, т.к. надо обеспечить высокую точность.
Автоматизация работы машины не только содействует повышению производительности и улучшению качества работы, но и снижает до миним-го участие человека в ее обслуживании.
Надежность и долговечность машины зависят от прочности ее деталей и узлов.
Снижение вредных сопротивлений в машине увеличение ее КПД, также повышение срока службы деталей и сборочные единиц. Машины тем лучше, чем выше ее КПД. Машина должна быть проста в обслуживании и не требовать частого и сложного ремонта, удовлетворять требованиям техники безопасности.
2 Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление. Условие прочностной надежности передачи по допускаемым напряжениям ϭн≤ [ϭн]. В основе всех расчетов передач на прочность лежит теория Герца - контакт двух цилиндров с радиусами R1 и R2. Расчет выполняется для той пары колеса, которая меньшее допускаемое напряжение.При этом контактные напряжения определяют по формуле:
Ϭн= √ 2E1E2 ∕ E1(1-μ2)+E2(1- μ1)*Fn ∕ πbR – мах контактное напряжение
Для получения расчетного соотн-ия выраж-т велечины входящие в это равенство, через силовые и геометрические пар-ры передачи: Ϭн=zнzЕzɛ√ FtKн /bwdw1 * u±1/u; где + внешнее зацепление; – внутрен. зацепление .
Значения расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса. Поэтому расчет выполняют для того из колес пары, у которого меньше допускаемое напряжение [Ϭн]. При проектном расчете польз-ся формулами для опред-я dw1 и аw:
dw1≥ Kd 3√T2Kнβ(u±1) /ψbd[Ϭн]2u2
ψbd – коэф-т ширины колеса по делит-му диаметру. ψbd=bw/dw
ψbа– коэф-т ширины шестерни ψbа= bw/аw
Сущ-т связь между коэффициентами: ψbd=0,5 ψbа(u+1)
Межосевое расстояние рассчитывается: aw≥ Ka(u±1) 3√T2Kнβ /ψba[Ϭн]2u2
Вычислен-е знач-е аw округляют до ближ-го большего из ряда Ra40. Из формул видно, что размеры колес (габариты) из услов. конт-й прочности не зависят от модуля.
3- Проверочный расчет упругих муфт
Глухие муфты служат для жесткого соединения соосных валов.
На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчет муфты ведут не по номинальному моменту Т, а по расчетному Тр:
Tp=kpT,
где kp –коэффициент режима работы; Т — вращающий момент, Н-м: T=P/w, Р-—мощность, Вт; w — угловая скорость,
рад/с:w=πn/30; п — частота вращения, мин-1.
Муфты, имеющие широкое распространение, стандартизованы. Основными характеристиками муфты являются момент, на передачу которого муфта рассчитана, и диаметры соединяемых валов.
Диаметр вала под муфту может быть определен расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Муфты упругие втулочно-пальцевые (МУВП) общего назначения применяются для передачи вращающих моментов со смягчением ударов с помощью упругих резиновых втулок, надеваемых на пальцы. Полумуфты насаживают на концы валов с натягом с использованием призматических шпонок. В одной полумуфте на конических хвостовиках закрепляют пальцы с надетыми на них резиновыми втулками. Эти резиновые втулки входят в цилиндрические расточки другой полумуфты. Вследствие деформирования резиновых втулок при передаче момента смягчаются толчки и удары, но амортизирующая способность муфты незначительна.