- •Осн. Направл. Развития машиностроения
- •4 Конструкция шарикоподшипников радиальных и радиально – упорных
- •5 Основные критерии работоспособности
- •6. Виды повреждения зубчатых передач
- •7. Виды нагрузок и их распределение
- •8Допускаемые напряжение при статических и переменных нагрузках
- •9. Материалы зубчатых колес и термообработка
- •10. Способы стопорения резьбовых соединений
- •12. Заклепочные соединения. Назначения, технология, классификация.
- •14. Клеммовые соединения. Назначение, применение, виды соединений.
- •15 Шпоночные соединения
- •17.Сварные соединения. Основные виды соединений. Расчеты на прочность при нагружении осевыми силами.
- •1 9.Зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой винта.
- •20. В чем сущность расчета дм на прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость, теплостойкость.
- •25 Расчет корригированных зубчатых зацеплений
- •31.Клеевые и пайные соединения
- •36.Центрирование шлицевых соединений.(неполно)
- •37. Критерии работоспособности и виды повреждений зубчатых передач
- •38. Геометрические параметры червяков, червячных колес и передач
- •40. Стандартные элементы цилиндрических зубчатых колес
- •41.Зубчатые передачи, классификация, назначения, области применения
- •42.Тоность зубчатых передач.
- •43. Расчёт на прочность по контактным напряжениям червячных передач
- •43.Из конспекта
- •44. Допускаемые напряжения зубчатых передач
- •45. Особенности расчёта конических зубчатых передач по контактным напряжениям
- •46. Особенности расчета конических зубчатых передач по напряжениям изгиба.
- •47. Напряжение в ремне ременных передач.
- •48. Определение силы давления на вал от ременной передачи.
- •49. Расчет заклепочных соединений.
- •50. Геометрия и кинематика зубчатых передач. Основные параметры цилиндрических зубчатых передач.
- •51Особенности расчет открытых и закрытых зубчатых передач
- •52. Виды разрушения зубчатых передач
- •53. Силы в зацеплении прямозубых и косозубых колес. Вывод формул.
- •54 Передача винт гайка. Расчет размеров гайки
- •56. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности. Ресурс.
- •57. Конструкция многодисковой фрикционной муфты.
- •58. Расчет резьбы болта.
- •59. Расчет валов по эквивалентному моменту
- •Вертикальной плоскости; в — эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости; г — эпюра крутящего момента; д — эскиз вала
- •60. Трение и смазка подшипников скольжения.
- •61. Конструкция предохранительных муфт
- •62.Геометрические пораметры червячных передач.
- •63. Конструкция глухих муфт
- •64.Условный расчёт подшипников скольжения.
- •6 5. Шпоночные соединения, виды, расчет на прочность.
- •76. Определение эквивалентной нагрузки подшипников качения
- •77 Расчет валов на кручение
- •78. Подшипники качения. Общие сведения, классификация, точность
- •79. Эскиз глухой муфты( втулочной)
- •80. Определение коэф-та запаса прочности для опасного сечения вала
- •81. Упругое скольжение во фрикционной передаче. Геометрическое скольжение
- •82. Конструкция самоустанавливающихся подшипников качения.
- •83. Расчет шпонок
- •84. Расчет фрикционной цилиндрической передачи на контактную прочность
- •85. Проверочные расчеты на прочность для роликовой цепи
- •91. Расчет подшипников качения на долговечность
- •92. Цепные передачи, классификация приводных цепей. Критерии работоспособности
- •93.Конструкция валов, опорных участков
- •Г ладкие 2. Ступенчатые
- •Шейка промежуточная цапфа
- •94.Расчет валов на выносливость
- •95. Смазка подшипников качения
- •Расчет модуля и выбор основных параметров передачи
- •2. Проверка расчетных напряжений изгиба
- •3. Проверка прочности зубьев при перегрузках
- •4. Силы в зацеплении зубчатых колес
- •102. Условия работы фрикционной передачи
- •103. Проверочные расчеты упругой втулочно-пальцевой муфты
53. Силы в зацеплении прямозубых и косозубых колес. Вывод формул.
При работе зубчатых передач возникают силы, знание которых необходимо для расчета на прочность зубьев колес, валов и их опор. Силы определяют при статическом нагружении, без учета ошибок изготовления и деформаций деталей.
Эти явления учитываются соответствующими коэффициентами при определении расчетной нагрузки на передачу. Силами трения также пренебрегают вследствие их малости. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления П, предполагая, что вся нагрузка передается одной парой зубьев.
Распределенную нагрузку по линии контакта К2К2 заменим результирующим вектором Fn. Вектор Fn, раскладывается по осям координат в окружном Ft, в радиальном Fr и в осевомFа направлениях. На рис. представлены силы в торцовом сечении косозубого колеса.
Окружную силу определяют через заданный вращающий момент на шестерне T1(Н • м)
Ft=2T1*103/dw1
Радиальную силу Fr, осевую Fа, результирующую Fn силы находят через окружную Ft:
Fr=Fttgαt Fa=Fttgβ
Fn=Fv/cosα=Ft/cosα*cosβ
Где αt=atctg(tgα/cosβ) угол зацепления в торцовой плоскости, у прямозубой передачи β=0, α=αt=20º, Fа=0. У шевронной передачи осевые силы уравновешиваются.
54 Передача винт гайка. Расчет размеров гайки
Винтовые механизмы станков выполняются двух разновидностей:
1) с вращающимся винтом и неподвижной или прямолинейно перемещающейся гайкой;
2) с вращающейся гайкой и неподвижным или поступательно перемещающимся винтом.
В механизмах станков передача винт — гайка является одновременно силовой и кинематической и применяется главным образом в приводе подач в последнем звене кинематической цепи. С помощью этой передачи возможно преобразовывать вращательное движение в поступательное, и наоборот, передавать значительные осевые усилия, осуществлять точные осевые перемещения (ходовые винты станков, установочные винты, винты измерительных приборов), осуществлять как медленные, так и быстрые поступательные перемещения (винты холостого хода суппортов, револьверных головок и т. д.).
Достоинства передачи:
а) большая и неизменная поверхность контакта рабочих поверхностей, что обеспечивает высокую несущую способность передачи при малых габаритах, плавные, равномерные, бесшумные и точные перемещения. Эти свойства особенно ценны для передач токарно-винторезных, резьбо-шлифовальных и других станков высшей точности;
б) большой выигрыш в силе, достигаемый при малых габаритах и простой конструкции передачи;
в) простота осуществления медленных и быстрых движений;
г) небольшие крутящие моменты на винте при малых шагах резьбы, что следует из уравнения:
М=PS/2πŋ
где Р – осевая сила, действующая на винт (усилие подачи);
s – шаг резьбы;
η – КПД передачи.
Наиболее существенными недостатками передачи винт — гайка скольжения являются: низкий КПД из-за больших потерь на трение, увеличение этих потерь с ростом скорости перемещения, значительные силы трения в покое, что способствует возникновению срывов в начале движения. Требования к передачам винт – гайка: точность в необходимых, заранее заданных пределах, высокая износостойкость винтов и гаек, малая деформация, т. е. достаточно высокая жесткость.
В настоящее время применяются винтовые передачи с гайками трения скольжения и гайками трения качения. Для передач винт — гайка с трением скольжения основное применение имеют трапецеидальные резьбы со средними шагами и стандартным углом профиля α = 30° (ГОСТ 9484–81). Для уменьшения потерь на трение, уменьшения износа и осуществления очень точных перемещений применяются трапецеидальные резьбы с уменьшенным углом профиля (α = 20°) и прямоугольные резьбы, * применение которых ограничивается технологическими трудностями, связанными с невозможностью применения высокопроизводительных методов обработки резьб фрезерованием и шлифованием.
* Существенное влияние на точность перемещений оказывает радиальное биение винта, заставляющее дополнительно перемещаться гайку. Этот недостаток проявляется меньше у витков с прямоугольным профилем резьбы.
55 Кинематика и динамика цепной передачи Неравномерность движения и колебания цепи. На рис. 13.8 показаны скорости шарниров цепи и зубьев ведущей звездочки. В данный момент шарнир А находится в зацеплении, а шарнир В приближается к зацеплению с зубом С. Скорость шарнира А равна окружной скорости звездочки ν в точке, совпадающей с центром шарнира. Эту скорость можно разложить на составляющие: ν2, направленную вдоль ветви цепи, и ν{ — перпендикулярно цепи. В зависимости от положения ведущего шарнира состав¬ляющие скорости изменяются: v2=vcosӨ v1=vsinӨ
Здесь значение угла θ изменяется в пределах—φ/2^θ^4-φ/2. Угол (—φ/2) соответствует моменту входа в зацепление шарнира А, угол (+ φ/2) — шарнира В, а φ = 2π/ζ.
На рис. 13.9 показаны графики изменения скоростей ν2 и Эти скорости являются периодическими функциями времени /, период которых равен φ/ω. На графике θ=-φ/2 при / = О, 0 = 0 при / = ср(2со) и θ = φ/2 при ί = φ/ω. Движение ведомой звездочки определяется скоростью ν2. Периодическое изменение этой скорости сопровождается непостоянством передаточного отношения i и дополнительными динамическими нагрузками. Со скоростью νί связаны попереч¬ные колебания ветвей цепи и удары шарниров цепи о зубья звездочки (см. ниже). Колебания и удары в свою очередь вызывают дополнительные динамические нагрузки. Формулы (13.13) позволяют отметить, что перечисленные отрицательные кинематические и динамические свойства передачи проявляются тем сильнее, чем меньше число зубьев звездочки ζ. Исследованиями [27 ] установлено, что при отсутствии резонансных колебаний вредное влияние пульсации скоростей V1 и υ2 в значительной степени снижается вследствие упругости и провисания цепи. Для рекомендуемых значений параметров (ζ, /?ц, а и пр.) непостоянство передаточного отношения не превышает 1...2%, а динамические нагрузки составляют несколько процентов от окружной силы Ft. При большинстве режимов работы цепных передач резонансные колебания не наблюдаются, так как частота возмущающих ипульсов больше частоты собственных колебаний. Кроме того, ам¬плитуды колебаний уменьшаются вследствие демпфирующих свойств цепи.