- •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
Расчет модуля и выбор основных параметров передачи
1.1расчетный модуль зацепления, мм
где
z1=17-19
z2=z1*U - целое число
коэффициент, учитывающий форму зуба
расчет производят для элемента пары «шестерня-колесо», у которого меньшая величина отношения .
коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра.
коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца.
коэффициент внешней динамической нагрузки.
значение m’ округляют до ближайшей величины mn=m.
1.2 диаметры зубчатых колес, мм:
делительных d 1(2) =mz1(2)
начальных d w1(2) =mz1(2)
вершин зубьев d a1(2) =m(z1(2)+2)
1.3 межосевое расстояние aw0=0,5(d w1+ d w2)
1.4 ширины зубчатых венцов
колеса
шестерни b1=b2+(3-5)
1.5. Действительное передаточное число uД = z2/z1.
2. Проверка расчетных напряжений изгиба
2.1Окружная сила в зацеплении, Н
2.2Окружная скорость колес, м/с
2.3 Степень точности =f ( )
2.4Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
где -коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку;
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, = f(степень точности, m) .
2.5Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм
2.6 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,
2.7Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм
2.8 Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа
2.9. Максимальные напряжения изгиба, Мпа
3. Проверка прочности зубьев при перегрузках
3.1. Контактная прочность зубьев при перегрузках
3.1.1. Удельная окружная динамическая сила, МПа
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку/
3.1.2. Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм
где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца (для контактной прочности);
3.1.3. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,
3.1.4. Удельная расчетная окружная сила, Н/мм
3.1.5. Расчетные контактные напряжения, МПа
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Для прямых зубьев = 1,77;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес = 275 МПа1/2
3.1.6. Максимальные контактные напряжения, МПа
4. Силы в зацеплении зубчатых колес
4.1. Уточненный крутящий момент на колесе, Нм
Т2у = Т2*UД/U.
4.2. Окружные силы, Н:
4.3. Радиальные силы, Н:
№101
Расчет на прочность (рис. 1).
Угол подъема винтовой линии резьбы
tgβ= S/πd2
КПД передачи
η= tgβ/ tg(β + p),
при малых скоростях скольжения (≈ 0,01м/с) угол трения р = 6…8°.
Допускаемое напряжение в материале винта, МПа,
[σв] = σт / 3…3,5.
Расчетная площадь сечения винта, мм2,
F = 0,78d12
Приведенное напряжение винта, МПа,
.
.
Расчет на износостойкость.
t2 = (d-d1)/2
Среднее давление на рабочих поверхностях резьбы, МПа,
расчет на устойчивость
расчетный момент инерции поперечного сечения винта, мм4
Характеристика левой опоры винта λ' = l'оп/d'оп, правой λ'' = l''оп/d''оп; для опорной гайки за doп принимается средний диаметр d2 резьбы.
Расчетный зaпac устойчивости
где m – берется по таблице (Закрепление винта в опоре и значения коэффициента m)
Вид опор винта устанавливают в зависимости от λоп:
при λоп < 1,5 - опора шарнирная;
при λоп > 3 - винт заделан в опоре;
при λоп = 1,5…3 - винт закреплен в опоре упруго. Это справедливо и для неразъемных гаек; разъемные гайки следует рассматривать как шарнирную опору.
Необходимые значения запаса устойчивости nу:
а) для вертикальных ходовых винтов nу = 2,5, если на винт не действуют поперечные силы и расчетное усилие Q является минимальным, в противном случае nу = 3…4.
б) для горизонтальных ходовых винтов nу = 4…5;
в винторезных станках и во фрезерных станках nу = 3…4.
Материалы для ходовых винтов. Для термически необработанных ходовых винтов к токарным станкам нормальной и повышенной точности лучшим материалом является горячекатаная сталь А40Г. Применяют также сталь 45 и 40Х улучшенную.
Для ходовых винтов 0 и 1-го классов точности в случае окончательной обработки резцом применяют сталь У10А. Сталь отжигают на твердость 197НВ.
Для закаливаемых и шлифуемых по профилю резьбы ходовых винтов 0 и 1-го классов точности применяют сталь марок 40ХГ и 65Г. обладающую высокой износостойкостью.
Гайки для винтов 0; 1 и 2-го классов точности изготовляют из бронзы марок БрО10Ф1 и БрО6Ц6С3; для винтов 3 и 4-го классов точности - из антифрикционного чугуна.
Допускаемые отклонения винтов. В зависимости от назначения, точности и предъявляемых в эксплуатации требований устанавливают 5 классов точности ходовых винтов: 0, 1, 2, 3 и 4.
1. Наибольшая допускаемая накопленная ошибка шага приведена в табл. (Допускаемая накопленная ошибка шага винтов, мкм).
2. Допуски на наружный, средний и внутренний диаметры резьбы винтов устанавливают не более соответствующих допусков на трапецеидальную резьбу по ГОСТ 9484-81 с полем допуска 7Н по ГОСТ 9562-81.
3. Для обеспечения требуемой точности винтов по шагу и для предохранения резьбы винтов от быстрой потери точности в результате местного износа присвоены отклонения на овальность среднего диаметра винта, приведенные в табл. (Допускаемое отклонение среднего диаметра винта на овальность, мкм).
4. Наружный диаметр винта в одном перпендикулярном его оси сечении должен отличаться от наружного диаметра в любом таком же сечении винта не более чем на величину допуска по h5 для винтов 0, 1 и 2-го класса точности, по h6 для винтов 3-го класса и по f 7 для винтов 4-го класса точности.
В тех случаях, когда наружный диаметр винта служит технологической базой (при нарезании резьбы), его выполняют по h5 для винтов 0, 1 и 2-го класса точности, по h6 для винтов 3-го класса; по f 7 для винтов 4-го класса точности.
5. Биение наружного диаметра ходовых винтов при проверке их в центрах допускается в пределах, указанных в табл. (Допускаемое биение наружного диаметра винтов, мкм).
6. Для каждой половины угла профиля резьбы винтов устанавливают допускаемые отклонения, приведенные в табл. (Допускаемые отклонения на половину угла профиля, минуты).
Допускаемые отклонения гайки.
1. Допуски на наружный, средний и внутренний диаметры резьбы гаек устанавливают не более соответствующих допусков на трапецеидальную резьбу по ГОСТ 9484-81 с полем допуска Н8 по ГОСТ 9562-81.
2. Для разрезной гайки ее наружный диаметр резьбы назначают из условий обеспечения прилегания гайки к винту по профилю, поэтому его задают большим на 0,5мм, чем по ГОСТ 9484-81.
3. В тех случаях, когда внутренний диаметр гайки служит технологической базой (для окончательной обработки корпуса гайки), внутренний диаметр резьбы гайки выполняют по Н6 для гаек к винтам 0, 1 и 2-го класса точности, Н7 - для гаек к винтам 3-го класса, Н8 - для гаек к винтам 4-го класса точности.
Для разрезной гайки ее внутренний диаметр резьбы назначают из условий обеспечения необходимого зазора, поэтому его задают большим на , чем ПО ГОСТ 9484-81.
4. Внутренний диаметр гайки в одном перпендикулярном к ее оси сечении должен отличаться от внутреннего диаметра в любом таком же сечении гайки не более чем на величину допуска по Н6 для гаек к винтам 0, 1 и 2-го класса точности, Н7 -для гаек к винтам 3-го класса, Н8 - для гаек к винтам 4-го класса точности.
5. Величины допускаемых отклонений профиля и шага гаек не регламентируются, а ограничиваются величиной допуска на средний диаметр.