20. Изгибные напряжения. Характер разрушения.

Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель. Здесь же наблюдается концентрация напряжений. В результате действия напряжений изгиба возникает усталостное разрушение зубьев. Для упрощения расчета примем допущения: вся нагрузка зацепления передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба, что справедливо для колес 8 степени точности и более низкой; зуб-консольная балка, для которой справедлива гипотеза плоских сечений или методы сопромата.

В результате для прямозубых колесрасчетная формула запишется в виде

_F=Y_F·F_t·K_F/(b_w·m)<=[_F] [_F]-допускаемое напряжение изгиба.

21.Передачи зубчатые конические. Передаточное число.

Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Они используются в большинстве приборов и машин для согласования движения в широком диапазоне мощностей и скоростей; для передачи (с изменением угловой скорости и вращательного момента) вращательного движения и преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот. Они имеют высокий КПД (до0,97-0,98 для одной пары колес-ступени).

Конические передачи - это передачи с пересекающимися осями. Они относятся к обычным передачам, поскольку имеют неподвижные геометрические центры всех колес.

Основной кинематической характеристикой зубчатой передачи является передаточное отношение i(u)=w1/w2, выражающее отношение угловых скоростей w1 и w2 колес. Зубья равномерно расположены на теле колеса и поворот ведущего колеса на один зуб вызывает поворот ведомого колеса тоже на один зуб, поэтому i(u)=z2/z1. Отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни называют передаточным числом. Передаточное число равно передаточному отношению или обратно ему.

22.Параметры зубьев.

Меньшее иэ пары зубчатых колес назывв\ают шестерней, большее-колесом. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, колеса-2.

Z₁ и Z₂- число зубьев шестерни и колеса; u=z₂/z₁-передаточное число; р-делительный окружной шаг зубьев (равный шагу исходной зубчатой рейки); -угол профиля делительный, по ГОСТ 13755-81 ; _-угол зацепления или угол профиля начальный, cos _w=a· cos_,

M=p/-окружной модуль зубьев (основная хар-ка размеров зубьев).

31. Параметры цикла при переменных напряжениях.

РИС 31-1 N_ц=60nt

РИС 31-2 мах_min цикла _m=(мах+_min)/2

а_v-амплитудное напряжение а=(мах-_min)/2

r-показатель цикла r=min/_max

в частном случае, когда цикл симметричный r=-а/а=-1

Если цикл пульсационный r=0/мах_РИС 31-3

57. Пружины цилиндрические. Расчет на прочность. Определение деформации.

РИС 57. D/d=c –индекс пружины h-шаг винтов Н_р-расчетная высота -деформация пружины

Осевая сила распределена по торцевой поверхности витка, а равнодействующая совпадает с осью.

Чтобы найти напряжение в пружине, воспользуемся методом сечений.

T=F·D/2 =T/W_p= (F·D/2)/ (d²/16)=8·F·D/d²<=[]

 зависит от марки стали

А-работа, затраченная на деформацию пружины А=F·dy=0,5F

Работа силы F переходит в потенциальную энергию сжатой пружины

Деформация кручения. РИС 57-1

-угол закручивания проволоки.

W_p=0,5T· -суммарный угол закрутки проволоки пружины.

A=W_p; 0,5F0,5T·F=FDF·2= D2 L/G·J_p L-нагруженная длина проволоки

J_p=d⁴/32 FD²i/Gd⁴ Теперь ·F·i·D³/Gd⁴=8Fc³b³/Gd