!Вопросы допуска ДМ

Вопросы допуска ДМ

1.6 В чем общность и различие σн и σсм?

1.7 На базе какой зависимости основан расчет на прочность при переменных напряжениях?

n ≥[n] (коэф. запаса прочности)

1.8 Что больше предел выносливости или предел текучести?

Предел текучести больше, чем предел выносливости

1.9 Назовите циклы изменения напряжений при R=0; R=+1; R=-1?

R=-1 - (в) Симметричный цикл напряжений - цикл напряжений, у которого максимальное и минимальное напряжения равны по абсолютному значению, но противоположны по знаку . Для симметричного цикла: , , .

R=+1 - (а) Постоянный цикл – это цикл напряжений, у которого напряжения не изменяются во времени: , , .

R=0 - (б) Знакопостоянный цикл напряжений, изменяющихся от нуля до своего максимального или минимального значения (рис. 14.2, б) называется отнулевым циклом напряжений.

1.13 В каком сечении разрушаются угловые сварные швы и как это учитывается в их расчете?

Разрушение угловых швов при статическом нагружении происходит по наименьшей площади (по опасному сечению), проходящей по биссектрисе прямого угла поперечного сечения шва. Исходя из этого высчитываются размеры сварного шва.

1.16 Достоинства крепежной резьбы с мелким шагом?

Мелкий шаг резьбы обычно применяется в резьбовых соединениях, работающих в условиях вибрации, переменных нагрузок и толчков. (длина резьбы больше, соответственно сила трения больше).

1.17 Цель предварительной затяжки резьбовых соединений?

Для ряда конструкций она должна обеспечить требуемую герметичность соединения, например, при креплении крышки цилиндров двигателей внутреннего сгорания, паровых котлов, автоклавов и т. п. В других конструкциях затяжка дает возможность предотвратить разъединение узла при действии переменной нагрузки, например, при постановке фундаментных шатунных болтов и шпилек.

Предварительная затяжка резьбовых соединений при сборке играет существенную роль в повышении долговечности работы узла или машины и должна быть такой, чтобы упругие деформации деталей соединения при установившемся режиме работы машины или механизма находились в определенных пределах, обусловленных конструктивными особенностями узла. Степень предварительной затяжки болта или винта зависит от сил, нагружающих соединение.

1.18 Когда необходим контроль затяжки в резьбовых соединениях?

При монтаже и эксплуатации ответственных резьбовых соединений. 3 метода контроля, основанные на измерении:

1. удлинение болта (винта)

2. угол поворота гайки

3. крутящий момент затяжки гайки

1.19 Что учитывает коэффициент 1,3 при прочностном расчете болтов?

На практике влияние кручения для стандартных метрических резьб учитывают приближенно, вводя коэффициент 1,3. Тогда условие прочности:

1.20 Из каких условий определяются наружный диаметр и длина болта?

Так как размеры стандартных болтов, винтов и шпилек отвечают условию их равнопрочности по указанным критериям, то расчет обычно производят по одному основному критерию работоспособности — прочности нарезанной части стержня. Из расчета стержня на прочность определяют номинальный диаметр резьбы болта.

Длину болта определяют следующим образом: складываются толщины соединяемых элементов, толщины шайб и гаек, и добавляется 0,3d (30% от диаметра болта), далее исходя из полученного числа подбирается ближайшая длина по ГОСТу (с округлением в большую сторону).

1.21 Что означает χ=0,7 для болтового соединения?

Коэффициент χ – коэффициент основной нагрузки – зависит от податливостей всех элементов соединения. Для жесткого стыка (сталь, чугун; без прокладок) χ = 0,2…0,3. При наличии в стыке прокладок χ →1 (при χ = 1 произойдет раскрытие стыка – что недопустимо.

1.22 На что рассчитывают болты, поставленные в отверстия деталей с зазором и без?

Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке.

Если болт установлен без зазора, то в этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим без зазорной посадки. Такой болт рассчитывают на срез стержня.

Ненапряженные болты работают только на растяжение или сжатие.

1.23 Техническое правило расчета цилиндрических деталей на смятие?

Действительные напряжения смятия на поверхности контакта в поперечном сечении болта (рис. 3.4, а) распределены по серповидному закону.

Рис. 3.4

Для расчета условно считают напряжения σсм равномерно распределенными (рис. 3.4, б) по плоскости диаметрального сечения. Так же рассчитывают на смятие любые цилиндрические детали: заклепки, оси, пальцы, штифты, подшипники скольжения и т.д.

Напряжения σсм = Fd / (dc ∙Σhmin) ≤ [σ]см, (3.8)

где Σhmin – наименьшая сумма толщин соединяемых деталей, сминаемых с одной стороны (на рис. 3.3 – это h2 или h1 + h3) , мм.

Оценку прочности производят по менее прочному материалу соединения, у которого [σ]см наименьшее.

Допускаемые напряжения смятия для деталей:

стальных [σ]cм = (0,3…0,4)σт;

чугунных [σ]cм = (0,25…0,3)σв;

бронзовых [σ]cм = (0,2…0,25)σв;

1.24 Как определяются размеры шпонок?

Выбор типа шпонки и ее размеров делают в зависимости от характера нагрузок и диаметра вала. Для обеспечения надежности соединения длину шпонки рассчитывают по допускаемому напряжению на смятие.

1.26 Основные виды разрушения и критерии работоспособности зубчатых и червячных передач?

Основные критерии работоспособности зубчатых и червячных передач:

- Контактная прочность;

- Изгибная прочность;

- Износостойкость;

- Стойкость к заеданию;

Контактная прочность – прочность рабочей поверхности зуба на смятие. Недостаточная контактная прочность приводит к усталостному выкрашиванию поверхностных слоев зубьев. Усталостное выкрашивание является самым распространенным видом повреждений для большинства закрытых передач и заключается в появлении на рабочих поверхностях небольших углублений - раковин. У зубьев с поверхностным упрочнением часто наблюдается отслаивание упрочненного слоя.

Изгибная прочность – прочность зуба на изгиб. Недостаточная прочность на изгиб приводит к поломке зубьев – наиболее опасному виду разрушения, часто приводящему к повреждениям других деталей. Излом происходит преимущественно по сечению у основания зуба. При усталостном разрушении излом имеет вогнутую форму, при разрушении от перегрузки – выпуклую.

Износостойкость важна для открытых передач, работающих в условиях загрязненной смазки. Расчет на износостойкость – по критериям контактной прочности.

Расчеты на стойкость к заеданию сводятся к проверке температуры в местах контакта и в сопоставлении ее с температурой при заедании для различных сочетаний материалов или проверке толщины масляной пленки. Заедание чаще всего наблюдается у крупно модульных тихоходных зубчатых передач с малым числом зубьев с незакаленными поверхностями из однородных материалов.

1.27 На какие группы по твердости делят зубчатые колеса?

В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса делятся на две группы.

Первая группа — колеса с твердостью поверхностей зубьев Η <350 НВ. Применяются в слабо- и средненагруженных передачах. Колеса при твердости поверхностей зубьев <350 НВ хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

Вторая группа — колеса с твердостью поверхностей Η >350 НВ. Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией, азотированием, цианированием. Эти виды термообработки позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшенными сталями.

1.28 При каких условиях зубья считаются прирабатывающимися?

Приработка зубьев происходит благодаря их истиранию или пластической деформации и зависит от твердости поверхностей зубьев, от степени равномерности передаваемой нагрузки, от времени работы и других факторов.

1.29 Материал, какого зубчатого колеса в прирабатывающейся передаче должен иметь более высокие механические свойства?

Зубья шестерни испытывают за одинаковое время большее число нагружений, чем зубья колеса, поэтому материал шестерни должен иметь более высокий предел выносливости, чем материал колеса.

1.30 Какие напряжения испытывают зубья?

Под действием сил нормального давления и трения зуб колеса испытывает сложное напряженное состояние, но решающее влияние на его работоспособность оказывают два фактора: контактные напряжения σн и напряжения изгиба σF, которые действуют на зуб только во время нахождения его в зацеплении и являются, таким образом, повторно-переменными.

1.31 Отличие расчетной нагрузки зубчатой передачи от номинальной?

Расчетная нагрузка зубчатой передачи складывается из: полезной или номинальной в предложении равномерного распределения её по длине линии контакта и дополнительной нагрузки, вызванной перераспределением номинальной нагрузки по длине линии контакта вследствие упругих деформаций системы, погрешностей изготовления и монтажа и других факторов.

1.32 Какие силы в цилиндрической зубчатой передаче изменяют величину и направление при ее реверсировании?

При реверсировании цилиндрической зубчатой передачи силы зацепления и радиальные силы изменяют свою величину и направление

1.33 Что представляет собой эквивалентное колесо для косозубого цилиндрического колеса?

Если рассечь зубчатое косозубое колесо нормальной плоскостью, то в сечении получим эллипс с полуосями «а» и «с».

Профиль зуба в этом сечении достаточно близко совпадает с профилем такого прямого зуба модуля mn, который расположится на цилиндрическом колесе радиуса rν, равного радиусу кривизны эллипса. Это колесо называется эквивалентным колесом.

1.34 Почему в цилиндрической зубчатой передаче b1 > b2?

Для уменьшения или увеличения крутящего момента и изменения мощности в обратном направлении

1.35 Для какой передачи (с внешним или внутренним зацеплением) и почему контактная прочность выше?

Передача с внутренним зацеплением имеет большую контактную прочность, так как в таких передачах площадь соприкосновения больше.

1.38 Отчего зависят знаки сил в конической передаче с круговым зубом?

1.39 В каких сечениях цилиндрических и и червячных передач определяются стандартные модули?

1.41 От чего зависит величина расчетного σ_НР зубчатых передачах

кинематической точности зубчатых передач

1.44 Где σ_Н больше : в зубе бронзового червячного колеса или в витке стального червяка.

1.45 Цель тепловых расчета червячной передачи

Тепловой расчет червячных передач производится как проверочный после определения размеров корпуса при эскизном проектировании.

1.46 Критерий работоспособности цепных передач.

1. Износ шарниров, приводящий к удлинению цепи, увеличению шага цепи и, как следствие, к нарушению ее зацепления с зубьями звездочек.

2. Усталостное разрушение пластин по проушинам, характерное для закрытых быстроходных тяжелонагруженных передач, работающих при хорошем смазывании, когда износ шарниров не является определяющим.

3. Проворачивание валиков и втулок в пластинах в местах запрессовки, связанное с низким качеством изготовления.

4. Усталостное выкрашивание и разрушение роликов.

5. Недопустимое провисание ведомой ветви цепи, характерное для передач с нерегулируемым межосевым расстоянием при отсутствии натяжных устройств.

1.52 Условия работоспособности ременной передачи.

1) тяговая способность или прочность сцепления ремня со шкивом; 2) долговечность ремня.

1.53От чего зависит в первую очередь долговечность ремня? От его способности сопротивляться усталостному разрушению.

1.55Что такое типовая ременная передача и где она применяется.

Применяется в станках. применяется чаще всего для передачи движения электродвигателя к шпиндельной бабке станка Она обеспечивает высокую скорость и плавность хода.

1.58 Основное отличия оси от вала это то что она не передает крутящий момент и на нее действуют только напряжения изгиба.

1.62 Когда применяют радиальные шарико- и роликоподшипники?

Однорядные радиальные шариковые подшипники предназначены для восприятия преимущественно радиальных нагрузок, но могут одновременно нести значительные осевые нагрузки.

Двухрядные радиальные шариковые подшипники отличаются повышенной несущей способностью, но более чувствительны к перекосам.

Двухрядные шариковые сферические подшипники, применяют в установках, где возможны упругие деформации вала или смещение оси одного подшипника относительно оси другого.

Шариковые радиально-упорные подшипники предназначены для восприятия одновременно радиальных и осевых сил.

Радиальные роликовые подшипники предназначены для несения высоких радиальных нагрузок при отсутствии осевых.

1.63 Что такое самоустанавливающиеся подшипники качения?

Самоустанавливающиеся подшипники качения – подшипники, допускающие угловое смещение и угловое перемещение осей дорожек качения, так как одна из дорожек качения имеет сферическую форму.

1.64 Критерии работоспособности подшипников при выборе метода их подбора?

Основными критериями работоспособности подшипников качения являются износостойкость рабочих поверхностей и долговечность подшипника, а также сопротивление пластическим деформациям. Основными критериями работоспособности подшипников качения является долговечность по усталостному выкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям.

Важнейшим критерием работоспособности является прочность, т.е. способность детали сопротивляться разрушению или возникновению недопустимых пластических деформаций под действием приложенных к ней нагрузок. Это абсолютный критерий. Ему должны удовлетворять все детали.

1.65 Почему выгоднее вращение внутреннего кольца подшипника?

Число циклов нагружения более чем в 2 раза меньше в сравнении с со случаем вращения наружного кольца.

1.66 Из чего складывается осевая нагрузка радиально-упорных подшипников?

1.67 Назовите характер разрушения и методы подбора подшипников качения при n=1300; 2,4; 0,4 мин-1 ?

1.76 Исследование режима жидкостного трения в подшипниках основано на гидродинамической теории смазки. Эта теория базируется па решениях дифференциальных уравнений гидродинамики вязкой жид­кости, которые связывают давление, скорость и сопротивление вяз­кому сдвигу. Теоретические решения довольно сложны и излагаются в специальной литературе. В упрощенном виде для подшипников

скольжения теория описывается формулой для расчета минимального зазора, обеспечивающего жидкостное трение.

hmin =

где Ф – функция, зависящая от условий работы,

m – динамическая вязкость смазки,

w – угловая скорость вала,

Р – удельное давление; р = Fn / d·L.

1.77 Примепение гидростатической разгрузки является основным путем повышения рабочих давлений объемных гидромашин.