Ответы_на_билеты_редактированные
.pdf35. Общая хар-ка, классификация и критерии работоспособности шпоночных соединений. Классификация:
1.По виду шпонки: с призматической; сегментной; клиновой; круглой; тангенциальными клиновыми; торцевой.
2.Подвижные и неподвижные
3.Напряженные и ненапряженные
Соединения с клиновыми тангенциальными шпонками (исп. в тяжелом машиностроении). Достоинства:
1.Эти соединения легко воспринимают реверс. нагрузки.
2.Легко собираются и разбираются
3.Высокая нагрузочная способность
Соединения с круглыми шпонками (исп. в приборостроении и валах небольшого диаметра). Недостатки:
1.Нужно иметь доступ к торцевой пов-ти
2.Соединение практически неразборное
Соединения с клиновой шпонкой (исп. в тяжелом машиностроении). Недостатки: плохое центрирование. Соединения с сегментной шпонкой. Недостатки: ослабление прочности вала. Достоинства: легко разбирается; соединение более жесткое.
Расчет производится по 2 критериям:
1.Напряжения смятия: σсм = Ft 
Асм ≤ [σсм ]
2.Шпонка может быть срезана.
31
37. Общая хар-ка, классификация и критерии работоспособности шлицевых соединений. Образуются при наличии наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии ступицы. Классификация:
1.По форме профиля зуба: прямобочные; эвольвентные; треугольные.
2.Подвижные и неподвижные
Достоинства:
1.Более высокая нагрузоспособность
2.Хорошее центрирование
3.Более высокая точность выполнения
4.Более высокая усталостная прочность вала Недостатки: более сложная конструкция; дорогие.
Рассмотрим прямобочные шлицевые соединения. Классификация:
1.По типоразмеру: серии легкая, средняя и тяжелая.
2.По способу центрирования: по внешнему диаметру; по внутреннему диаметру; по толщине зуба. Критерии расчета:
1.Смятие: σсм = Ft 
Асм ≤ [σсм ]
2.Расчет на износостойкость: Ft = 2T
d; Асм = hрасч z ; dm = D + d
2
32
38. Основные кинематические и энергетические хар-ки мех. передач и передаточных механизмов.
|
|
|
|
|
1. |
Основные параметры: Т2 – момент; ω2 – угловая скорость |
|||
|
|
|
О |
2. |
Энергетические параметры: Р – мощность, |
Р = Т2ω2 = [Вт]; η = Р2 Р - КПД |
|||
2 |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
2 |
|||
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
3. |
Кинематические параметры: – i = ±ω1 ω2 |
передаточное отношение; |
|||
T |
|
|
|
|
|||||
|
|
||||||||
2 |
|
|
|
|
|
|
ω1 = iω2 P1 = T1ω1; T1 = P1 ω1 ; n = [об мин]; ω = πn 30 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||
T1 , 1 О1
33
39. Эвольвента и ее свойства. Определение радиуса кривизны эвольвентного профиля зуба колеса цилиндрич. передачи.
|
K |
Плоская эвольвента окружности представляет собой траекторию любой точки прямой |
|
|
линии, перекатываемой без скольжения по эволюте. Перекатываемая по основной |
||
К0 |
|
окружности прямая называется производящей прямой. |
|
1. |
Свойства эвольвенты: |
||
|
D0 |
1. |
Нормаль к эвольвентам (прямая КС) касается основной окружности, причем точка |
|
|
касания (С) является центром кривизны эвольвент. |
|
rb |
C |
2. |
Все эвольвенты одной основной окружности эквидистантны. |
3. |
Каждая ветвь эвольвенты определяется радиусом основной окружности, кот. равен |
||
|
|
отрезку КС, и положением начала отсчета эвольвентного угла.(K0) |
|
|
|
4. |
Эвольвента не имеет точек внутри основной окружности |
34
40. Основные геометрические параметры прямозубой и косозубой цилиндрич. передач. Влияние смещения инструмента на форму зуба колеса.
Z1 , Z2 - число зубьев шестерни и колеса; Pb = P cosα - основной окружной шаг зубьев; α - делительный угол
профиля; αW - |
угол зацепления; m = P π - окружной модуль зубьев; |
d = PZ /π = mZ - делительный диаметр; |
||||
db = d cosα - основной диаметр; dW1 |
= 2aW /(Z1 / Z2 |
+1); dW 2 = 2aW − dW1 - начальные диаметры. У передач без |
||||
смещения и |
при |
суммарном |
смещении =0 |
начальные и |
делительные |
диаметры совпадают: |
dW1 = d1 = mZ1; dW 2 |
= d2 = mZ2 и αW =α ; если X1 + X 2 > 0 αW >α , если X1 + X 2 |
< 0 αW <α . |
||||
35
41. Определение составляющих нормальной силы, действующей в зацеплении прямозубой и косозубой передач. T2 - момент сил полезного сопротивления; T1 - рабочий момент; Ft -
|
|
|
О |
окружная сила, F = 2T |
d |
|
; F - радиальная сила; |
|
|
|
|
2 |
W1 |
||||
|
|
|
t |
1 |
|
τ |
||
|
|
2 |
d |
Fτ = Ft tgαW ; Fn = Ft |
cosαW ; Fn2 = Fn1η; Fn2 Fn1;η = 0,98 |
|||
|
|
|
||||||
n |
T |
|
W |
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
W |
|
F |
|
|
|
t1 |
|
|
|
F |
|
|
|
n |
|
F |
|
n |
|
|
|
|
|
1 |
d |
|
|
|
W1 |
|
|
О |
|
|
|
1 |
T , |
|
|
|
|
||
|
1 |
1 |
|
36
42. Виды разрушений зубьев и критерии работоспособности цилиндрич. зубчатых передач. Виды разрушений:
1.Поверхностное: 1) При длит. работе: - усталостное выкрашивание (происходит на кончике зуба); - износ(при плохой смазке); - ППД. 2) При кратковрем.: - обмятие пов-ти зуба; - заедание (задир)- у сильнонагруженных и быстроходных передач.
2.Объемное разрушение: 1) При длит. работе: усталостная поломка зуба. 2) При кратковрем.: - статич. поломка зуба.
Критерии работоспособности: Контактная прочностьσH ≤[σ]H , Изгибная прочностьσF ≤[σ]F
Разработка норм допускаемых контактных напряжений, устраняющих усталостное выкрашивание в теч. заданного срока службы. В современной методике расчета из двух напряжений изгиба и контактных напряжений за основные в большинстве случаев приняты контактные напряжения, т.к. контактные в пределах заданных габаритов колес остаются постоянными, а изгиба можно уменьшать путем увеличения модуля.
37
43. Понятие о расчетной нагрузке. Факторы, влияющие на неравномерность распределения нагрузки в зацеплении цилиндр. передачи.
Расчетная нагрузка – максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев.
q = Fn K
∑ , где Fn - нормальная сила в зацеплении; К – коэффициент расчетной нагрузки; ∑ - суммарная
длина линии контакта зубьев. Концентрация нагрузки и динамич. нагрузки различно влияют на прочность по контактным и изгибным напряжениям.
Факторы:
KH |
- |
коэффициент |
нагрузки KH = KHα KH β KHV − |
учит. Напряжение в зацеплении |
распределенное вдоль |
|||||||||||||
контактных линий. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
1. KHα |
≥1 - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. |
KHα =1 |
|
|
||||||||||||||
K |
|
|
|
9 |
|
|
|
|
9 – пониженная; 8,7 – средняя; 6 – повышенная; 5 – высокая. С повышением скорости |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
увеличивается толщина фаски кромки => ухудшается прирабатываемость. Для улучшения |
|||||||||||
H |
|
|
8 |
7 |
|
|
приработки: простое кол-во зубьев. |
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
6 |
5 |
|
2. |
KHβ |
≥1 - |
учитывает неравномерность |
распределения нагрузки |
по |
ширине зубчатого. |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
Факторы, влияющие на KHβ : жесткость корпусов и валов; приработочный износ; уменьшение |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
V |
радиусов колес; режим нагружения. |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3. |
KHV ≥1 |
- учитывает |
уровень |
динамических |
нагрузок |
в зацеплении. |
|||
|
|
|
=1+Wvbw ,W |
|
|
- удельная динам. окружная сила |
|
|
|
|
||||||||
K |
HV |
= qδV |
aw |
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
Ft |
|
v |
|
|
u |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
38
44. Расчет цилиндрич. прямозубой передачи на контактную прочность. Применение ф-лы Герца. |
|||||||||||
|
|
|
|
В основе расчета лежит модель Герца. |
|
|
|||||
|
|
H |
|
H |
q = Fn K = Fn bW |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
= |
σH = 0,418 |
q Eпр |
ρпр |
. q =[Н мм] - |
удельная |
нагрузка. Епр = 2Е1Е2 (Е1 + Е2 ) - |
||
1 |
|
|
|
Kmax |
|||||||
|
|
|
|
|
приведенный |
модуль |
Юнга. ρпр = ρ1ρ2 |
(ρ1 ± ρ2 ) |
- приведенный радиус кривизны. |
||
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
Допущения: - цилиндры бесконечной длины; - цилиндры АУ и абс. гладкие; - цилиндры не |
||||||
|
b |
|
|
|
вращаются; - отсутствует смазка; |
bH >> ρ1 . Условие прочности: σHω ≤ [σH ]ω |
|||||
|
H |
|
|
|
Ft |
|
2T1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
Fn = cosαw |
= dw cosαw |
|
|
|
|||
|
|
|
2 |
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
bw =ψbd dw1 |
E |
= E = 2.1×105 |
МПа |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
пр. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
H |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
39
45. Расчет зубьев прямозубых цилиндрич. колес на прочность при изгибе. |
bW m (6 sin γ h2 −cosγ h); |
||
σmax =σСЖ +σn ; σСЖ = Fn cosγ |
hmbW ; σn = 6Fn sin γ m bW (hm)2 ; σmax = Fn |
||
σМЕСТ =σmaxασ ≤ [σH ]; (6 sin γ |
h2 cosαW −cosγ h cosαW )α2 |
= YF |
|
YF – коэф. формы зуба. Fn = Ft cosαW ; σМЕСТ =σF ; σFi = (Ft |
mbW )YFi ≤ [σFi ], где i=1,2. |
||
σF1 = (Ft mnbW )YF1 ≤ [σF ]1; σF 2 =σF1YF1 /YF 2 ≤ [σF ]2 ; [σF ]1 |
YF1 и [σF ]2 YF 2 |
|
|
40