1. Расчет нарезной части винта. Расчет высоты гайки и определение внутреннего диаметра резьбы болта.

Считаем что все витки нагружены равномерно нагрузка постоянна Резьбу принято рассматривать при нагружении напряжением срезу и смятию ,нагружена осевой силой F_{затяжки}.

K коэффициент учитывающий тип резьбы для тропеции k=0.65,

Для прямоугольной k=0.5, для треугольной k=0.8 Hr=pz

При одинаковых материалах напряжения в срезе винта больше чем в срезе гайки.

Выбор Hr высоты гайки осуществляется из условия обеспечения равнопрочности гайки и винта при этом расчет выполняют по предельным напряжениям

Определение внутреннего диаметра реьзбы

2. Клиноременная передача . Основные характеристики область применения.

Несущим элементом может быть либо слой ткани 1 (кордтканевые ремни), либо корд в виде полиамидного шнура или стального троса (кордшнуровые ремни). Резина 2 является заполните­лем, обеспечивающим эластичность ремня, а тканевая обертка 3 предо­храняет его от изнашивания и увеличивает прочность. Для каждого сечения ремня определена допускаемая (в определенных условиях работы) мощность, что позволяет свести расчет передачи к подбору се­чения и числа ремней по графикам и таблицам. Допускаемая скорость ремней без троса - до 25...30 м/с, со стальным тросом - до 60м/с.

Для сельхозмашин и автотракторной промышленности выпус­кают узкие ремни сечений УО, УА, УБ, УВ. Они обладают более высокой тяговой способностью из-за лучшего распределения на­грузки по ширине несущего слоя. Вследствие этого с помощью узких ремней можно существенно ократить габариты передачи. Расчет клиноременных передач с резинотканевыми ремнями стандартизован [33]. Ремни сечением Z(O) следует применять для пе­редаваемых мощностей до 2 кВт.

Сечения ремней А, В(Б), С(В), D(F), Е(Д) выбирают по графи­ку (рис. 9.20, б) в зависимости от передаваемой мощности Р при заданной частоте вращения малого шкива.

Мощность передачи с одним ремнем в заданных условиях экс­плуатации рассчитывают по формуле

где Pq - номинальная мощность передачи с одним ремнем (определяется по таблицам); с_а, Q_, c_p - коэффициенты, учитывающие

соответственно угол обхвата, длину ремня, динамичность нагруз­ки и режим работы (приводятся в таблицах). Требуемое число ремней в передаче

где с_г - коэффициент, учитывающий число ремней (т. е. предвари­тельно числом ремней следует задаться), вводится при г > 2.

В соответствии с ним за расчетный диаметр шкива принимается диаметр окружности расположения нейтрального слоя ремня. Угол профиля канавок (р зависит от диаметра шкива, поскольку последний определяет сте­пень деформации изгиба ремня при набегании его на шкив (ниж­ние слои ремня при этом расширяются, а верхние сужаются, вслед­ствие чего угол ф уменьшается).

Конструкции шкивов клиноременных передач определены ГОСТ 20889-80. Расчет клиноременной передачи на долговечность ремня может быть выполнен по аналогии с плоскоременной (его методику см. в § 9.5). Необходимые нормативные данные для расчета клиноремен­ной передачи можно найти в справочной литературе, например в [33].

Поликлиновые ремни (рис. 9.21) состоят из плоской и профиль­ной частей. В первой размещены несколько слоев прорезиненной тка­ни и ряд кордшнура из синтетических волокон. Профильная часть состоит из резины в виде продольных клиньев. Эксплуатационные свойства этих ремней значительно выше, чем клиновых, они допуска­ют работу со шкивами значительно меньшего диаметра, вследствие чего передаточное число можно увеличить до 15. Выпускают ремни трех сечений: К, Л и М. А, Б и В , Г, Д и Е для ,

где P\q - мощность, допускаемая рем нем с 10 клиньями (приводится в спра­вочниках). Расчет передачи с поликли­новым ремнем можно также выполнять с помощью номограмм [33].

3.Проектный расчет валов.

Известны крутящий момент Т или Р и n мощность и обороты Нагрузки действующие на валу определяют размеры и материалы вала

D и l выполняют расчет только по крутящему моменту

После нахождения диаметра разрабатывают конструкцию вала

4. Расчет цилиндровых зубчатых передач.

Наибольшие контактные напряжения возникают в зубчатом зацеплении определяются по уравнению герца

Коэффициент учитывающий механические свойства материала колеса.

F_H—нормальная сила в зацепленни

F_t— тангенсальная сила

α—угол профиля зуба

β—угол наклона зуба

Т₁—крутящий момент

К_Н—коэффициент нагрузки при расчете на усталостные напряжения

-- коэффициент учитывающий распределения между зубьями

-- коэффициент учитывающий распределения по ширине зубчатого профиля

-- коэффициент учитывающий внутреннему диаметру

15 билет

1)При установке болтов с зазором необходимо обеспечить такую их затяжку, чтобы на пов. стыка создать силу трения, превышающую внешнюю сдвигающую нагрузку. Условием сущ. явл.: , откуда необходимая сила затяжки каждого болта: ,

Где k-коэффициент запаса, i-число плоскостей стыка в соединении, f-коэффициент трения деталей в стыке, z- число болтов в соединении.

Расчет болтов на прочность производят только на растяжение по условной нагрузке , учитывающей действие напряжений кручения в стержне болта:

По данному диаметру опр. наружный диаметр и другие размеры болта, пользуясь таблицами стандартов на резьбу. Для уменьшения диаметра болтов, поставленных с зазором, применяют разгрузочные устройства в виде втулок, штифтов, шпонок, которые частично или полностью воспринимают нагрузку, действующую в плоскости стыка. Разгрузочные устройства рассчитывают на срез и смятие рабочих пов.

2) Основным достоинством зубчатых передач явл.: высокий К.П.Д. приблизительно равный 0,995.

Основные потери мощности в зубчатых передачах( Pз-на трение в зубчатом зацеплении, Po- в опорах, Pp- на разбрызгивание и размешивание смазочного матер.). Отношение Р2/P1=К.П.Д. где Р2- мощность на ведомом валу, Р1- мощность на ведущем валу. Суммарная потеря мощности Рп=Р1-Р2=Рз+Ро+Рр, отсюда Р2=Р1-Рп

К.П.Д.=(Р1-Рп)/Р1=1-1/(P1/Pп)

Силы в зацеплении зубчатой передачи:

Цилиндрическая предача:

Ft=2T/dw; Fr=Ft*tg(αw); Fn=Ft/cos(αw);

Косозубые передачи:

; ; ;

;

3) Критериями жесткости являются: прогибы валов, углы поворота, углы закручивания. Недостаточная жесткость является одной из причин повышения интенсивности колебания валов. Рассчитаем углы поворота и прогибы валов с постоянным диаметром:

Угол закручивания равен:

Для вала переменного сечения:

, где li- длина участка вала, полярный момент инерции вала диаметром di.

Угол поворота и прогиб:

где Qг,Qв,yг,yв- перемещения в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

4) расчет передачи по напряжениям изгиба:

тогда условие прочности для конической передачи:

коэффициент θ определяется в зависимости от твердости колес и характеризует уменьшение несущей способности конической передачи по сравнению с цилиндрической.

При проектном расчете вводится замена

где km- коэф-т модуля. коэф-т Yf опр. в соответствии с эквивалентным числом зубьев.

Расчет прямозубых конических передач по контактным напряжениям:

радиусы кривизны ρ1 и ρ2 опр. по диаметрам эквивалентных колес.

Подставив и преобразовав, получим:

где Ze – коэф мат.

При проектном расчете сводится к опр диаметра ср-го сечения Dm1:

Билет 16