otvety_po_dm / 8 и 34!

8. Расчет резьб. Соединений по напряжениям: равнопрочное соединение

Равнопрочность резьбы и стержня винта является важнейшим условием назначения высоты стандартных гаек. Так, приняв в качестве предельных напряжений пределы текучести материала и учитывая, что τ_Т ≈ 0,6_Т условие равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение предстанет в виде: τ = F/(πd₁HKK_m)= = 0,6σ_Т = 0,6 F /[(π/4) d₁²]. При K = 0,87 и K_m = 0,6 получаем H ≈ 0,8d₁, а учитывая, что d₁ = d окончательно принимаем высоту нормальной стандартной крепёжной гайки H ≈ 0,8d.

Кроме нормальной стандартом предусмотрены высокие H ≈ 1,2d и низкие H ≈ 0,5d гайки. По тем же соображениям устанавливают глубину завинчивания винтов и шпилек в детали: в стальные H₁ = d, в хрупкие – чугунные и силуминовые H =1,5d. Стандартные высоты гаек (кроме низких) и глубины завинчивания избавляют нас от расчёта на прочность резьбы стандартных крепёжных деталей.

В расчётах невозможно игнорировать податливость болта и соединяемых деталей. В простейшем случае при болтах постоянного сечения и однородных деталях

λ_б = l_б / (Е_б А_б); λ_д = δ_д / (Е_д А_д),

где λ_б, λ_д– податливости болта и деталей, равные их деформации при единичной нагрузке (податливость обратна жёсткости); Е_б, Е_д, А_б, А_д – модули упругости и площади сечения болта и деталей; δ_д – суммарная толщина деталей δ_д ≈ l_б.

В сложном случае податливость системы определяют как сумму податливостей отдельных участков болта и отдельных деталей. Под площадями сечения A понимают площади тех частей, которые подвержены деформации от затяжки болта. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта располагаются вглубь деталей по конусам с углом α = 30^о. Приравнивая объём этих конусов к объёму цилиндра, находят его диаметр

D₁ = D +(δ₁+ δ₂) / 4; A_д = π (D₁²– d_отв²) / 4.

34. Долговечность и кпд цепной передачи.

Материалы и термическая обработка цепей имеют решающее значение для их долговечности. Пластины выполняют из среднеуглеродистых и легированных сталей. Звездочки у цепных передач по конструкции аналогичны зубчатым колесам и отличаются только зубчатым венцом. Для ведомых звездочек при скорости скольжения  3 м/с применяют серые чугуны и стальное литье. В среднескоростных передач звездочки изготавливают из цементирующих сталей. При необходимости бесшумной работы звездочки изготавливают из формальдегида или пластмассы.

Влияние числа зубьев малой звездочки на долговечность цепной передачи

1. Увеличение z₁ приводит к увеличению угла поворота шарнира при набегании на звездочку, что способствует снижению износа.

2. При увеличении z₁ уменьшается допустимая величина удлинения цепи в результате износа.

3. Когда компактности предпочитают наибольшую долговечность, число зубьев малой звездочки принимают оптимальным: для втулочных и роликовых цепей z₁ = 29 – 2U, для зубчатых цепей z₁ = 35 – 2U, где U – передаточное отношение. В целях равномерного износа при нечетном числе звеньев цепи z₁ желательно брать тоже нечетное.

d₁ = p / sin(180/z₁), d₂ = p / sin(180/z₂)

a_min  (z₂ – z₁)  p /, где p – шаг цепи. Увеличение a способствует долговечности, т.к. уменьшается число пробегов цепи.

КПД передачи. Потери в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов. При смазке погружением цепи в масляную ванну учитыва­ют также потери на перемешивание масла. Средний КПД η≈0,96... 0,98.

54.кинем.конической прямозубой .передачи. Эквиваленты

Конические передачи передают вращающий момент между валами, оси которых пересекаются. Будем рассматривать передачи с межосевым углом 90°; эти передачи называют ортогональными. Коническая поверхность, образующие которой соответственно перпендикулярны к образующим делительного конуса, называется делительным дополнительным конусом .

Конусы 1 и 2 пересекаются по окружности, которую называют делительной окружностью. Диаметры de и d соответственно являются диаметрами внешней и средней делительных окружностей. Шаги на этих окружностях pte и pt называются соответственно внешним и средним окружными шагами. В прямозубых передачах расчет обычно ведут по внешнему окружному модулю ,

Отношение ширины зубчатого венца Ь к внешнему делительному конусному расстоянию Re называется коэффициентом ширины зубчатого венца: —b/.

Сечение делительного конуса делительным дополнительным конусом образует торцевое сечение, в котором профиль зубьев конических передач близок к эвольвентному. Поэтому при расчетах конических колес используют параметры эвольвентных цилиндрических прямозубых передач с эквивалентным числом зубьев .

Диаметр делительной окружности эквивалентного колеса

—/cos β = /cos β = .

Эквивалентное колесо

Для прямозубой передачи профили зубьев кони-

ческого колеса, построенные на развертке дополнительного

конуса весьма близки к профилям зубьев эк-

вивалентного цилиндрического прямозубого колеса, дели-

тельная окружность которого получена разверткой допол-

нительного конуса на плоскость. Дополнив развертку до

полной окружности , получим эквивалентное ци-

линдрическое колесо с числом зубьев . эквивалентное число зубьев z / cos β.

57. Конические передачи с непрямыми зубьями.

Из различных типов конических колес с непрямыми зубьями напрактике получили распространение колеса с косыми или тангенциальными зубьями и колеса с круговыми зубьями. Тангенциальный зуб направлен по касательной к некоторой воображаемой окружности радиусом e и составляет с образующей конуса угол βn .Круговой зуб располагается по дуге окружности а, по которой движется инструмент при нарезании зубьев. Угол наклона кругового зуба переменный. За расчетный угол принимают угол на окружности среднего диаметра колеса. Значения углов βn выполняют до 25. . .30° — для колес с тангенциальным зубом и βn35° — для колес с круговым зубом. Преимущественное применение получили колеса с круговыми зубьями. Они менее чувствительны к нарушению точности взаимного расположения колес, их изготовление проще и производится на специальных станках для нарезания и шлифования этих колес в условиях как массового, так и мелкосерийного производства. Назначение непрямого зуба в конических передачах то же, что и косого зуба у цилиндрических передач. Силы в зацеплении Определяют по формулам:

-окружнаяСила, - радиальная сила, - осевая сила.