Задачи на экзамен на 2010/2011 учебный год

ПЕРЕЧЕНЬ КОНТРОЛЬНЫХ ВОПРОСОВ

Вводные понятия в курсе ДМ и ОК

1 Вводные понятия в курсе ДМ и ОК. Классификация типовых деталей машин. Требования, предъявляемые к современным машинам. Этапы проектирования ДМ и стадии разработки конструкторской документации.

2 Виды нагрузок, действующих на ДМ. Типовые циклы изменения напряжений в сечениях ДМ.

3 Основные критерии работоспособности ДМ.

Соединения

4 Классификация резьб. Геометрические параметры резьб. Основные типы резьб.

5 Соотношение между осевыми и окружными усилиями в винтовой паре. Момент на преодоление трения в резьбе и уклона винтовой линии. Момент завинчивания гаек и винтов.

6 КПД винтовой пары. Условие самоторможения винтовой пары. Понятие о приведенном коэффициенте трения.

7 Расчет витков крепежных резьб.

8 Расчет на прочность стержня незатянутого болта, нагруженного только внешней осевой силой.

9 Расчет на прочность стержня болта (установленного «с зазором» и «без зазора»), нагруженного поперечной силой.

10 Расчет группы болтов. Допущения при расчете группы болтов. Порядок расчета группы болтов. Расчет группы болтов (установленных «с зазором» и «без зазора»), нагруженных: а) усилием, б) моментом, действующими в плоскости cтыка.

11 Соединения призматической, цилиндрической, сегментной шпонками: особенности конструкций, достоинства и недостатки, расчеты на прочность.

12 Зубчатые (шлицевые) соединения: достоинства и недостатки, классификация, расчет.

13 Виды сварных соединений и расчеты их на прочность.

14 Заклепочные соединения. Расчет на прочность.

Передаточные механизмы

15 Назначение и разновидности механических передач.

16 Виды повреждений зубьев зубчатых колес.

17 Усилия в зацеплении цилиндрических прямозубых колес и расчетная нагрузка.

18 Вывод формулы для определения расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубьев цилиндрической прямозубой передачи.

19 Вывод формулы для определения напряжения изгиба в опасном сечении на переходной поверхности зуба колеса цилиндрической прямозубой передачи.

20 Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических передач на контактную и изгибную выносливость зубьев.

21 Достоинства и недостатки косозубых и шевронных передач. Геометрия косозубых колёс. Коэффициент перекрытия зубьев в косозубых передачах.

22 Усилия в зацеплении цилиндрических косозубых колес. Особенности расчета косозубых передач на контактную и изгибную выносливость.

23 Конические передачи: достоинства и недостатки, классификация, геометрия конических колёс. Усилия в зацеплении конических колес. Особенности расчета конических передач на контактную и изгибную выносливость.

24 Червячные передачи: достоинства, недостатки, классификация. Геометрия колес и кинематика червячной передачи. Усилия в зацеплении колес. Особенности расчета червячных передач по контактным и изгибным напряжениям. Материалы, применяемые при изготовлении колес червячной передачи.

25 Ременные передачи: достоинства, недостатки, классификация. Усилия и напряжения в ветвях ремня. Эпюра распределения напряжений в ветвях ремня.

26 Цепные передачи: достоинства, недостатки, конструкции приводных цепей. Проверка износостойкости шарнира роликовой цепи. Проверка прочности роликовой цепи на разрыв. Проверка долговечности цепи. Нагрузка на вал от звездочки цепной передачи.

Валы и оси

27 Проектировочные расчеты валов на прочность (ориентировочный и приближенный).

28 Проверочный (уточненный) расчет вала на сопротивление усталости.

Подшипники

29 Подшипники качения: достоинства, недостатки, классификация, условное обозначение. Схемы установки подшипников качения на валах.

31 Подбор подшипников качения по статической грузоподъемности.

32 Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности.

Задачи на экзамен на 2010/2011 учебный год

Две полосы из стали Ст3 соединены стыковым швом и нагружены силами Р (рис.1). принимая , определить допускаемое значение силы Р для следующих вариантов выполнения шва:

а) ручная сварка электродами Э34;

б) то же, электродами Э42;

в) сварка автоматическая под слоем флюса.

Для каждого из указанных вариантов определить процент использования основного металла конструкции.

Полоса сечением 160×10 мм из стали Ст3, нагруженная растягивающей силой Р, приварена к косынке двумя фланговыми швами (рис. см. ниже). Определить требуемую длину l_ф фланговых швов, если сварка выполнена вручную электродами Э50, катет шва равен толщине полосы. Соединение должно быть равнопрочно привариемой полосе.

Уменьшится ли объем направленного металла, если применить швы с катетом k=8мм вместо k=10 мм?

Какова минимально допустимая величина катета швов k_min, если предельная длина фланговых швов l_фmax =50k?

Определить из условия равнопрочности сварных швов и основного металла конструкции требуемые длины l_ф1 и l_ф2 фланговых швов для прикрепления растянутого раскоса (рис. см ниже) фермы к косынке. Материал уголков – сталь 15ХСНД, сварка автоматическая; k=6 мм.

Определить требуемый номер швеллера (рис.см. ниже) для растянутого раскоса фермы, если материал швеллеров – сталь Ст3. Определить требуемые длины фланговых швов для прикрепления раскоса к косынке (учесть наличие лобовых швов). Сварка автоматическая под слоем флюса: принять k=7 мм.

Труба крепится к неподвижной плите А путем обварки по контуру валиковым швом с катетом k=5 мм (рис.см. ниже). определить допускаемое значение силы Р, если для трубы допускаемое напряжение на растяжение , а для сварного шва на срез . Указать процент использования основного металла трубы.

Сварной подшипник (рис. см. ниже) крепится болтами к потолочным балкам. Определить допускаемое значение действующей на подшипник силы Р из условия прочности сварных швов, соединяющих стойку 1 и ребро 2 с основанием подшипника 3. Катет швов k=6 мм; допускаемое напряжение на срез для швов .

Указание. Учесть, что швы нагружены внецентренно.

Проверить на прочность резьбовую часть грузовой скобы (рис. см. ниже), рассчитанной на подъем груза массой m=150·10³ кг. Резьба трапецеидальная по ГОСТ 9484-73; d=180мм; d₁=158 мм; S=20 мм.

Принять

Болт затягивают с усилием Р_р=150 Н, приложенным к рукоятке нормального гаечного ключа (рис.см. ниже). Определить расчетные (эквивалентные) напряжения для болтов М10 и М30, пользуясь гипотезой наибольших касательных напряжений.

Коэффициент трения на опорной поверхности гайки f_т=0,18; коэффициент трения в резьбе f=0,15. При определении момента сил трения на опорной поверхности гайки рассматривать ее как кольцо с внутренним диаметром, равным диаметром отверстия под болт (d₀=11 для болта М10 d₀=31 мм для болта М30), и наружным, равным размеру гайки «под ключ». Допустимы ли полученные напряжения, если материал болтов – сталь Ст3?

Определить напряжения смятия на опорной поверхности стандартной шестигранной гайки, если нормальные напряжения в поперечном сечении болта М30 (по внутреннему диаметру резьбы) . Диаметр отверстия под болт d₀=31 мм.

Указание. Опорную поверхность гайки рассматривать как кольцо с наружным диаметром, равным размеру «под ключ».

Болт в конструкции, показной на рис. ниже, не должен работать на изгиб, поэтому сила трения Т между листами 1 и 2 должна быть не меньше силы Р. Принимая Т=1,2 Р, определить, возможно ли осуществить требуемую затяжку болта с резьбой М27, пользуясь нормальным гаечным ключом (длина ключа L=15d), если коэффициент трения между листами 1 и 2 f₁=0,2, коэффициент трения на опорной поверхности гайки f_т=0,18, коэффициент трения в резьбе f=0,16. Усилие рабочего на рукоятке ключа Р_р=200Н.

Указание. Опорную поверхность гайки рассматривать как кольцо с диаметром d₀=28 мм и D=41 мм.

Стальная штанга соединена с деревянным брусом четырьмя болтами и нагружена растягивающей силой Р=2,5 кН (рис. см ниже). Материал болтов и штанги – сталь Ст3. Коэффициент трения между штангой и брусом f=0,3. Допускаемое напряжение на смятие для дерева . Расстояние между болтами а=3d, где d – диаметр болта. Определить диаметр болтов и размеры штанги d_шт, b и .

Момент от зубчатого колеса передается барабану грузоподъемной машины за счет сил трения, вызванных затяжкой шести шпилек (рис см. ниже). Определить требуемый диаметр шпилек, имеющих метрическую резьбу с крупным шагом. Усилие в тросе, навиваемом на барабан, Q_т=10 кН; материал шпилек – сталь Ст3; коэффициент трения между колесом и барабаном f=0,12.

Указание. При расчете принять момент сил трения на 20% больше момента от усилия в канате. Считать, что затяжка шпилек не контролируемая; использовать данные табл. П5.

По данным предыдущей задачи определить диаметр d₀ болтов, устанавливаемых без зазора (рис. 5.15). Число болтов z=3; .

Болт с резьбой М27 (см. рис ниже) затянут с силой V=30 кН. В результате неточности изготовления центр тяжести опорной поверхности головки смещен от оси стержня на 2 мм. Насколько (в процентах) наибольшие нормальные напряжения в поперечном сечении этого болта выше, чем у болта, изготовленного точно.

Из условия равнопрочности стержня болта на растяжение и резьбы на срез определить высоту Н стальной гайки для болта с резьбой М24. Допускаемое напряжение для стержня болта на растяжение , для резьбы на срез .

Распределение усилия по виткам резьбы гайки считать равномерным, коэффициент полноты резьбы винта k≈0,75. Какова высота стандартной шестигранной гайки нормальной точности?

Определить высоту гайки Н₁ из расчета витков ее резьбы на срез для винта d=50 мм с однозаходной трапецеидальной резьбой по ГОСТ 9484-73, несущего осевую нагрузку (рис а). Допускаемое напряжение для резьбы гайки . Коэффициент полноты резьбы k_в=k_r=0,65. Какой высоты Н₂ надо сделать гайку , если заменить трапецеидальную резьбу квадратной (рис. б) с теми же наружным диаметром и шагом?

Определить высоту гайки с трапецеидальной резьбой из условного расчета на износ при [р]=10 Н/мм². Приемлем ли полученный результат при заданном шаге резьбы?

Крышка подшипникового узла крепится к алюминиевому корпуса механизма шпильками с резьбой М14 (рис.см. ниже). Исходя из условия равнопрочности стержня шпильки на растяжение и резьбы в корпусе на срез, определить отношение l₀:d – глубины завинчивания к диаметру шпильки, если отношение допускаемых напряжений . Распределение усилий по виткам резьбы принять равномерным. Коэффициент полноты резьбы в корпусе k_r=0,88.

Зубчатое колесо, рассчитанное для передачи окружного усилия Р=6,0 кН, соединено с валом призматической шпонкой (рис. см. ниже). Проверить шпоночное соединение на прочность.

Выбрать по ГОСТу призматическую шпонку со скругленными торцами для вала d=35 мм.

Определить размеры пазов, вычертить поперечное сечение вала со шпонкой (в масштабе 1:1) и дать условное обозначение шпонки по ГОСТу.

Определить при минимальную длину шпонки передачи соединением постоянного момента М=180 Н·м.

Втулочная (гильзовая) муфта, соединяющая два вала, установлена на сегментных шпонках (рис. см. ниже).

Подобрать шпонки и проверить соединение на срез и смятие.

Расчетный момент определить из условия прочности вала на кручение при ; ослабление вала шпоночной канавкой не учитывать.

Материал муфты и валов – сталь Ст5; шпонки – сталь Ст6.

Зубчатое колесо было закреплено на валу при помощи сегментной шпонки (рис. см ниже), размеры которой b=8мм; h=10 мм; L=24,5 мм.

Во время работы шпонка оказалась срезанной. Определить окружное усилие на колесе, при котором произошел срез шпонки, если для материала шпонки предел прочности на срез .

Для соединения зубчатого колеса с валом редуктора (рис. см ниже) выбрать призматическую шпонку, дать ее условное обозначение и проверить соединение на смятие по следующим данным: окружное усилие в зубчатом зацеплении Р=3,0 кН; материал зубчатого колеса – сталь 45; материал вала – сталь Ст6; принять l≈1,5 d.

Проверить зубчатое (шлицевое) прямобочное соединение блока шестерен с валиком (рис.см ниже) коробки передач токарного станка по следующим данным: передаваемый момент М=100 Н·м; материал вала – сталь 45; число зубьев (шлицев) z=6.

Блок шестерен из стали 40 переключается не под нагрузкой. Рабочие поверхности шлицев термически обработаны и шлифованы. Условия эксплуатации средние.

Шестерни коробки передач фрезерного станка установлены на зубчатом (шлицевом) валике D=50 мм (рис. см ниже); соединение легкой серии по ГОСТ 1139-58.

Установить число и размеры шлицев и проверить соединение по следующим данным: передаваемый момент М=500 Н·м, ширина шестерни В=35 мм; материал вала – сталь 50; материал шестерен – сталь 40Х; шестерни установлены на валу неподвижно. Рабочие поверхности валика и шестерен термически обработаны и шлифованы. Условия эксплуатации средние.

Цилиндрическая шестерня закреплена на валу при помощи цилиндрического штифта (рис.см ниже). Проверить шрифт на срез, если момент, передаваемый шестерней, М=85 Н·м.

Материал штифта – сталь Ст6.

Указание. Для штифтовых соединений принимают в среднем .

Рассчитать клиноременную передачу, показанную в кинематической схеме привода ленточного транспортера (рис. см ниже).

Передаваемая мощность соответствует номинальной мощности электродвигателя АОП2-52-6 (7,5 кВт, 950 об/мин). Частота вращения ведомого шкива n₂=330 об/мин. Работа в одну смену.

Определить число клиновых ремней типа Б в приводе, если диаметр ведущего шкива будет 180 мм.

Передаваемая мощность соответствует номинальной мощности электродвигателя АОП2-52-6 (7,5 кВт, 950 об/мин). Частота вращения ведомого шкива n₂=330 об/мин. Работа в одну смену.

Начертить кинематическую схему привода лебедки (рис см ниже), определить расчетную мощность и общее передаточное число всего привода и передаточные числа зубчатой и ременной передач, рассчитать клиноременную передачу по следующим данным:

Вариант	Диаметр барабана D, мм	Тяговое усилие каната Р, Н	Скорость каната v, м/с	Частота вращения вала электродвигателя n1, об/мин	Вариант	Диаметр барабана D, мм	Тяговое усилие каната Р, Н	Скорость каната v, м/с	Частота вращения вала электродвигателя n1, об/мин
								0,8
								0,8
								0,7
			0,9					0,8
			0,9					1,1
			0,8
			1,1
								0,8
			0,9					0,7
			0,9
			0,8
			0,8					0,9
			1,2					0,8
			1,1					0,6