3.Расчет шлицевых соединений при переменных и постоянных нагрузках.

Шлицевые соединения так же как и резьбовые характеризуются неравномерностью работы поэтому в расчётах учитываются коэффициенты неравномерности.

4.Определение расчётной нагрузки зубчатых передач.

Под расчётной нагрузкой понимают нагрузку, распределённую по линии контакта зубьев

Билет №9

1. Разгрузка винтов сдвигающих сил штифтами и шпонками.

Д ля уменьшения диаметра болтов, поставленных с зазором, применяют разгрузочные устройства, в виде штифтов и шпонок, которые частично или полностью воспринимают нагрузку, действующую в плоскости стыка. Штифты и шпонки, применяемые для разгрузки винтов, поставленных с зазором, от сдвигающих сил, рассчитывают на срез и смятие рабочих поверхностей.

2. Геометрические и кинематические параметры зубчатых передач.

Отличают отдельно для колес и в зацеплении.

Индексы: a – все параметры, относящиеся к наружной поверхности колеса(к окружности вершин зубьев); f – все, что относится к ножке зуба(к поверхности впадин); b – все, что относится к основной окружности. Диаметры делительных окружностей отдельно взятых колес индексов не имеют. w – относится к начальной поверхности или окружности в зацеплении; n – относится к нормальным сечениям, поверхностям; t – относится к торцевой поверхности; x – осевые сечения; у – обозначение симметричных и соосных поверхностей.

В отдельно взятом колесе: d=mz – делительный диаметр окружности; d_a=d+2m – диаметр выступов(h_a=m); d_f=d-2.5m – диаметр впадин(h_f=1.25m); d_b – диаметр основной окружности.

Шаги: P_t – торцовый; P_n – нормальный; Р_х – осевой.

Модули: m_n – нормальный; m_t – окружной.

- угол наклона зуба в косозубой передаче; - угол зацепления на делительной окружности; - угол профиля зуба у вершины( ); - угол зацепления для косозубого колеса. . Для прямозубых колес справедливы все формулы косозубых колес при =0.

В зацеплении:

диаметры начальных окружностей, межцентренное расстояние.

U – передаточное число, «+» - для внутреннего зацепления.

Силы в зацеплении цилиндрической передачи:

3. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость.

предел контактной выносливости

Z_N – коэф. долговечности.

базовое число циклов нагружения, соответствующие пределу выносливости шестерни или колеса; N_HE – эквивалентное число циклов нагружения; n – частота вращения; L _h- суммарное число часов работы передачи; ; L – число лет работы передачи; с – кол-во зубчатых колес в зацеплении; к_HE – коэф. учитывающий изменение нагрузки передачи. . S_H – коэф. запаса прочности.

4. Расчет червячных передач.

Расчет на прочность по контактному напряжению(выполняют для червячного колеса):

E₁ и Е₂ – модуль упругости червяка и колеса.

Проектный расчет по контактным напряжениям: коэффициент нагрузки.Расчет по напряжениям изгиба:

. Дальнейший расчет как для косозубого колеса. У_F – коэф. формы зуба, находится по эквив. числу зубьев:

.

10 Билет

1. Расчет на прочность гибких клемовых соединений.

Д ля гибких клемовых или изготовлена с высокой точностью соединений, зазор в соединении практически отсутствует и можно допустить, что давление распределяется равномерно по всей контактирующей поверхности .

Условие существования соединения в этом случае можно запи­сать в виде

;

где - давление на сопряженных поверхностях. Усилие затяжки стяжных винтов . Длина соединения (ширина клемм)

Расчеты выполняют для деталей соединения с наиболее низки­ми механическими характеристиками. Для улучшенных сталей принимают , серых чугунов - 20...50 МПа, алюминиевых сплавов - 10...20 МПа.

При совместном действии момента Т и сдвигающей силы F_a сила затяжки определяется как равнодействующая сил затяжки, препятствующих провороту и сдвигу:

С учетом значения Т = F_td/2, где F_t - окружная сила (для гибких клемм F_t = F_T).

Увеличение вследствие того, что 2п > 5, обеспечивает допол­нительный запас прочности соединения.

2. Проектный расчет зубчатых передач по контактным напряжениям.

Контакт зубьев рассматривает­ся как контакт цилиндров с радиу­сами кривизны эвольвент в полю­се зацепления W (рис. 10.23). Наи-1 большее контактное напряжение определяется по уравнению Герца:

где - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес.

Условие контактной прочности , где - допускаемое контактное напряжение.

Задачу по определению решим в общем виде для косозубой передачи. Прямозубая передача будет рассматриваться как част­ный случай косозубой (β = 0).

Имея в виду, что и , а , получим .

3. Выбор быстроходных подшипников качения. Расчет радиально-упорных подшипников.

Радиально-упорные подшипники могут воспринимать как радиальную, так и осевую нагрузки.

- осевые нагрузки, действующие на подшипник. У подшипников под действием радиальных нагрузок возникают осевые составляющие , которые стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Данные усилия уравновешиваются силами и . В каждом из подшипников должно выполняться условие ; . Данное уравнение решают методом подбора. Принимают, что в первой опоре , тогда . Если при этом окажется, что , то усилия определены правильно. Если , то ур-ие решают еще раз , принимают, что и находят : ; , где е – параметр осевой нагрузки, зависит от типа подшипника, выбирается по табл. и графикам.

Для роликовых радиально-упорных подшипников . Осевая нагрузка учитывается, если:

, то у=0 и х=1; , то х и у выбираются из таблицы.

4. Расчет валов на жесткость и колебания.

Расчет валов на жесткость

Критерии жесткости: прогибы валов y, углы поворота θ, углы закручивания φ.

, где - длина участка вала; - полярный момент инерции вала диаметром d_i.

; , где - перемещения в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Расчет валов на колебания.

Наиболее активными колебаниями для валов являются изгибные (поперечные), крутильные и изгибно-крутильные.Угловая скорость вала, при которой возникает резонанс, называется критической. Расчет сводится к определению частоты собственных колебаний и сравнению ее с частотой возмущающих сил.Неуравновешенная центробежная сила , где - угловая скорость вала, - радиус вращения центра тяжести диска; прогиб вала , где - модуль упругости, - осевой момент инерции. Т. о. , тогда , отсюда , если , то , тогда критическая скорость , т. к. , то . Статическая сила тяжести . Т. о. . Т. к. , то . С учетом g, . С учетом , .

Билет №11