Исторический очерк развития деталей машин. Классификация деталей машин

Название	Исторический очерк развития деталей машин. Классификация деталей машин
Анкор	Otvety_na_bilety.doc
Дата	03.06.2018
Размер	6.19 Mb.
Формат файла
Имя файла	Otvety_na_bilety.doc
Тип	Исторический очерк #19920
страница	3 из 5

1 2 3 4 5

19) Принцип определения расчетной нагрузки для расчета зубчатых передач.

За расчетную нагрузку принимают максимальную величину удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев

Fn – нормальная сила в зацеплении

K – коэффициент расчетной нагрузки, K>1. Зависит от машины и условий, для которых производится расчет.

l – суммарная длина линии контакта

Kα – учитывает неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев, находящихся в зацеплении

Kα = 1 для прямозубой передачи, для косозубой определяется по справочнику.

K

β – учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии.

а) сечение зубьев плоскостью зацепления при условии, что зубья абсолютно жесткие

б

) сечение зубьев плоскостью зацепления при условии, что зубья жестко деформируются

Kβ = q_max/q_ср
Kβ = f (схема расположения опор; HB, , прямозубая или косозубая передача)

Kv – учитывает внутренние динамические нагрузки, которые сопровождают работу передач

AB – рабочий участок линии зацепления

Если точка контакта зубьев постоянно находится на отрезке AB, то при ω1=const и ω2=const.

В реальных условиях в связи с неточностью изготовления точка контакта отклоняется и, следовательно, при ω1=const и ω2!=const.

Kv = f (степень точности изготовления, скорость, HB, тип передачи (прямозубая или косозубая)

20) Применение конических зубчатых передач, особенности геометрии и принцип их расчета.

Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которых оси валов пересекаются под некоторым углом. Если угол равен 90º - передача ортогональная.,

δ

1 и δ2 – углы делительных конусов

Re – расстояние от точки пересечения делительных конусов до торца (внешнее конусное расстояние)

R_m – среднее конусное расстояние

b – ширина венца зубчатого колеса

m_e – модуль на внешнем торце

m_m – модуль на среднем торце

z1 и z2 – число зубьев

(рекомендуется)
21. Силы, действующие в цилиндрических и конических зубчатых передачах. Определение их величины и направления.
Цилиндрические:

1. прямозубые

- нормальная сила. Её заменяют на – тангенсальную (окружную) силу

Определять силы, действующие в зацеплении имеет смысл, если известны диаметральные размеры и передаваемые нагрузки (крутящий момент)

2

. косозубые

Конические:

22) Основные геометрические параметры червячных передач и соотношения между ними.

– число витков;

– длина нарезанной части червяка.

Червячное колесо нарезается червячной фрезой, которая является копией червяка, но имеет режущие кромки и наружный диаметр больше на удвоенную величину радиального зазора.

определяют эмпирическим путем зависимостям исходя из числа заходов червяка и к-та смещения.

, где Х – к-т смещение инструмента.

К-т смещения подсчитывается для того, чтобы узнать можно ли нарезать колесо со смещением. Если входит в интервал – то можно, если выходит за пределы интервала – будет подрезание у ножки зуба, либо заострение.
23) Скольжение в червячной передаче. КПД и его анализ.

При движении витки червяка скользят по зубья колеса, как в винтовой паре. Скорость скольжения направлена по касательной к винтовой линии червяка.

– угол подъема винтовой линии. Т.к. , то в червяной передаче значительно меньше , а

Большое скольжение в червячных передачах служит причиной пониженного КПД, повышенного износа и склонности к заеданию.

– угол трения

В первом случае КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка и с уменьшением к-та трения или угла трения.

Во втором случае при получаем самотормозящую червячную пару.

24) Определение величины и направления сил в червячном зацеплении. Расчет на прочность и жесткость тела червяка.

Условие контактной прочности:

Расчет на жесткость:

L – расстояние между опорами червяка

I – осевой момент инерции сечения тела червяка по диаметру впадин

25) Причины выхода из строя червячных передач. Расчет передачи по критерию износостойкости.

Червячная передача также как и зубчатая рассчитывается по контактным напряжениям, однако в червячной передаче чаще всего происходит износ и заедание, а не усталостное выкрашивание. Повышенный износ и заедание червячных передач связаны с большими скоростями скольжения и неблагоприятным направлением скольжения относительно контакта.

если принять

При направлении скорости скольжения вдоль линии контакта масляный слой в контактной зоне образоваться не может; здесь будет сухое, полусухое трение. Чем меньше угол , тем меньше возможность образования жидкостного трения

В заштрихованной области направление почти совпадает с направлением контактных линий; условия смазки здесь затруднены. Поэтому при больших нагрузках в этой зоне начинается заедание, которое распространяется на всю рабочую поверхность зуба.

26) Цепные передачи. Основные геометрические параметры. Виды цепей. Схемы шарниров.

1

– цепь; 2 – звездочки; z – число зубьев; а – межосевое расстояние.

1. Постоянство передаточного числа за оборот.

2. Малое давление на опоры.

3. Возможность передавать движение одной цепью к нескольким ведомым звездочкам.

4. Возможность передачи больших мощностей.

5. Возможность передачи движения на большие расстояние (до 8 м).

6. Высокий КПД (0.98).

1. Шум при работе, который связан с ударами при зацеплении шарнира цепи с зубьями звездочки.

2. Быстрый износ цепи, из-за затруднительного подвода смазки.

3. Удлинение цепи в результате износа шарниров, что требует применения натяжных устройств.

4. Некоторая неравномерность хода цепи.

5. Необходимость точного изготовления цепи и монтажа передачи.

6. Относительно высокая стоимость.

Виды цепей:

1. Втулочно-роликовые (втулочные, роликовые)

2

. Зубчатые цепи (с шарнирами трения-качения, с шарнирами трения-скольжения)

1 – внутреннее пластина; 2 – внешнее пластина; 3 – валик; 4 – втулка; 5 – ролик; 6 – зацепление ролика с зубом звездочки.

d – диаметр валика; В – длина втулки.

27) Критерии работоспособности цепных передач. Расчет передачи по критерию износостойкости.

Для большинства условий работы цепных передач основной причиной потери работоспособности является износ шарниров цепи. В соответствии с этим в качестве основного расчета принят расчет износостойкости шарниров, а основной расчетный критерий.

Причины выхода из строя цепной передачи: износ шарниров цепи; усталостные разрушения пластин; проворачивание втулок и валиков относительно пластин; раскалывание роликов; износ зубьев звездочки.

Расчет на износостойкость:

28) Фрикционные передачи, область применения, принцип работы, классификация. Расчет фрикционных передач.

Р

абота фрикционной передачи основана на использовании сил трения, которые возникают в месте контакта двух тел вращения под действием сил прижатия (.

Все фрикционные передачи можно разделить на 2 группы:

- нерегулируемые, т.е. с постоянным передаточным отношением;

- регулируемые (вариаторы) – позволяющие изменять передающее отношение плавно и непрерывно.

Фрикционные передачи с постоянным передаточным отношением применяют редко ( кинематические цепи приборов, от которых требуется плавность движения, бесшумность, безударное включение на ходу).

Фрикционные вариаторы применяют как в кинематических так и в силовых передачах, когда требуется беступенчатое регулирование скорости. Применение фрикционных вариаторов ограничивается диапозоном малых и средних мощностей (до 10, реже до 20кВт). В этом диапазоне они успешно конкурируют с гидравлическими и электрическими вариаторами, отличаясь малыми габаритами, простой конструкцией и большим КПД.

Из (1) и (2) следует, что с увеличением i уменьшается F₁ и увеличивается F₂. Поэтому в понижающих конических передачах прижимное устройство целесоображно устанавливать на ведущем валу.

1 2 3 4 5