Глоссарий по дисциплине «ДЕТАЛИ МАШИН»

Глоссарий.

по дисциплине «ДЕТАЛИ МАШИН»

РАЗДЕЛ I. Механические передачи

1. Надёжность – это cпособность машин выполнять заданные функции, сохраняя во времени значения установленных эксплуатационных показателей в заданных пределах, соответствующих заданным режимам и условиям их использования, технического обслуживания, ремонтов, хранения и транспортирования.

2. Прочность – это способность материала детали в определённых условиях и пределах воспринимать нагрузки, не разрушаясь, и без значительных остаточных деформаций.

3. Критериями прочности материала являются: предел текучести, предел прочности, предел выносливости

4. Жёсткость – это способность материала деталей сопротивляться изменению формы и размеров при нагружении.

5. Изнашивание – это процесс отделения материала с поверхности твёрдого тела и накопления его остаточной деформации при трении, проявляющийся в постепенном изменении размеров и формы тел.

6. Контактные напряжения и деформации возникают. при взаимном нажатии двух соприкасающихся тел криволинейной формы

7. Работоспособность деталей машин, находящихся под действием контактных напряжений определяется сопротивлением усталости рабочих поверхностей этих деталей.

8. Механические передачи трением: фрикционные и ременные.

9. Механические передачи зацеплением: зубчатые, червячные, цепные, винт-гайка.

10. Передаточное отношение – это отношение угловой скорости ведущего звена к угловой скорости ведомого звена.

11. Фрикционная передача –это механизм, служащий для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью сил трения, возникающих между насаженными на валы и прижатыми друг к другу катками.

12. Достоинства фрикционной передачи: простота конструкции, плавность и бесшумность работы, плавное изменение передаточного числа на ходу.

13. Передаточное отношение фрикционной передачи u = ω ₁/ ω₂ – D₂/{D₁(1- ε )}, ω ₁ и ω₂ - где угловые скорости ведущего и ведомого катков, D₂ и D₁ - диаметры катков, ε - коэффициент скольжения.

14. Окружная сила во фрикционной передаче должна быть больше силы трения покоя.

15. Критерий работоспособности фрикционных передач - износостойкость рабочих поверхностей тел качения.

16. Межосевое расстояние является расчётным параметром фрикционной передачи для проектного расчёта.

17. Условие износостойкости для проверочного расчёта фрикционной передачи - наибольшее контактное напряжение должно не превышать допускаемое контактное напряжение для катка из менее прочного материала.

18. Передаточное отношение фрикционной передачи при угловых скоростях ведущего и ведомого катков, равных ω ₁ = 90 рад/с, ω₂ = 30 рад/с равно 3.

19. Вращающий момент Т₁ на ведущем валу фрикционной передачи при передаваемой мощности Р= 1,5 кВт и угловой скорости ведущего катка ω ₁ = 90 рад/с равен Т₁ = Р/ ω ₁ =16,7 Нм.

20. Диаметр ведущего катка фрикционной передачи при межосевом расстоянии а= 106 мм и передаточном отношении передачи u = 3, равен D₁ = 2а/( u +1) =53 мм.

21. Вариатор – это механизм для плавного бесступенчатого изменения передаточного отношения.

22. Диапазон регулирования бесступенчатой передачи равен максимальному передаточному отношению, делённому на минимальное:

Д = u _{max /}u _min.

1. В лобовом вариаторе оси взаимно перпендикулярны, а изменение скорости ведомого вала происходит за счёт осевого перемещения ролика.

2. Изменение передаточного отношения двухконусного вариатора с параллельными осями происходит за счёт перемещения с помощью винтового механизма промежуточного цилиндрического катка, зажатого между рабочими поверхностями конических катков.

3. Конические фрикционные передачи преобразовывают вращательное движение между валами, оси которых пересекаются.

4. Основной расчётный параметр конической фрикционной передачи - средний диаметр большего катка.

5. Диаметр ведомого катка цилиндрической фрикционной передачи при передаточном отношении u = 3 и диаметре ведущего катка D₁ = 51 мм, равен D₂ = D₁ *u =153 мм

6. Зубчатая передача – это трёхзвенный механизм, в котором два подвижных зубчатых звена образуют с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару.

7. Достоинства зубчатых передач: компактность, высокий КПД, постоянство передаточного числа, небольшая нагрузка на опоры, надёжность, долговечность.

8. Основная кинематическая характеристика зубчатых передач - передаточное число равно отношению числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни.

9. Основной закон зубчатого зацепления: «общая нормаль к сопряжённым профилям, проведённая в точке их касания, делит межосевое расстояние на части, обратно пропорциональные угловым скоростям».

10. Венец - это часть зубчатого колеса, содержащая все зубья.

11. Ступица - это часть колеса, насаживаемая на вал.

12. Окружной делительный шаг зубьев «р» - это расстояние между одноимёнными профилями соседних зубьев, измеренное по дуге делительной окружности.

13. Шаг зубьев слагается из окружной толщины зуба и ширины впадины.

14. Окружной делительный модуль зубьев – это линейная величина, в π раз меньшая окружного шага.

15. Колёса, у которых теоретическая делительная линия зуба является частью винтовой линии постоянного шага, называются косозубыми.

16. В косозубой передаче нормальный модуль равен: m = р_n/ π

17. Диаметр делительной окружности колеса по окружному модулю равен d = m_t z/cos β, произведению окружного модуля, делённому на косинус угла наклона зубьев.

18. Шевронное колесо – это цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по ширине состоит из участков с правыми и левыми зубьями.

19. Эквивалентное прямозубое колесо – это зубчатое колесо, размеры и форма зубьев которого совпадают с размерами и формой зуба косозубого колеса в нормальном сечении.

20. При проектном расчёте зубчатой передачи определяется межосевое расстояние, которое зависит от передаточного числа, вращающего момента на колесе, допускаемого контактного напряжения и коэффициентов, зависящих от материала и вида передачи, коэффициента ширины колеса.

21. Принцип проверочного расчёта зубчатого зацепления - контактное напряжение в зацеплении не должно превышать допускаемого контактного напряжения. Формула проверочного расчёта прямозубых колёс на изгиб σ_F ≤ [σ_F ]

22. У основания зуба зубчатого колеса возникают наибольшие напряжения изгиба и концентрация напряжений в зубчатом зацеплении.

23. Расчёт допускаемых контактных напряжений ведётся по формуле [σ _H] = σ _{H lim b} Z_N / S_H

24. Коэффициент долговечности Z_N учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач, когда заданное число циклов изменения напряжений меньше базы испытаний.

25. Допускаемые напряжения на усталость при изгибе зависят от предела выносливости зубьев при изгибе, коэффициента реверсивности, коэффициента долговечности, коэффициента запаса прочности.

26. Коэффициент запаса прочности в зубчатом зацеплении учитывает ответственность передачи, вероятность неразрушения, твёрдость материала, нестабильность свойств материала, марку стали, термообработку.

27. Основные геометрические параметры прямозубого конического колеса – внешнее конусное расстояние, среднее конусное расстояние, ширина зубчатого венца, средний делительный диаметр, внешний делительный диаметр, внешний диаметр вершин зубьев, внешний диаметр впадин зубьев, угол делительного конуса.

28. Окружная сила в зубчатой передаче равна отношению двойного вращающего момента на валу к его диаметру F_t = 2T/d.

29. Силу нормального давления в зацеплении косозубых колёс можно разложить на взаимно перпендикулярные составляющие : окружную, радиальную и осевую силы.

30. Вал-шестерня - это шестерня, у которой диаметр меньше удвоенного диаметра вала, изготовленный как одно целое.

31. Смещение инструментальной рейки производят для того, чтобы избежать подрезания зубьев в станочном зацеплении.

32. Принцип проверочного расчёта зубьев конических прямозубых передач на контактную усталость: контактное напряжение в зацеплении не должно превышать допускаемого.

33. Принцип проверочного расчёта на изгиб прямозубых конических передач: напряжение изгиба в зацеплении не должно превышать допускаемого.

34. В зубчатой передаче с зацеплением Новикова применяется круговое зацепление.

35. Передаточное число зубчатой передачи при числах зубьев шестерни и колеса z_{1 и} z₂ равно u = z₂/z₁ .

36. Общий КПД одноступенчатой закрытой передачи равен η = η₁* η₂²* η_{3 ,} где η₁, η₂², η₃ – соответственно потери в зацеплении, потери в одной паре ПК, потери на разбрызгивание масла.

37. Формула основного закона зубчатого зацепления ω₁ * r₁ = ω₂ * r₂, где ω₁ , ω₂ и r₁ , r₂ – угловые скорости и радиусы зубчатых колёс.

38. Формула окружной скорости точек начальной окружности зубчатых колёс в зацеплении: v = ω₁ * r₁ =ω₂ * r_2, где ω₁ , ω₂ и r₁ , r₂ – угловые скорости и радиусы зубчатых колёс.

39. Изменение межосевого расстояния не влияет кинематическую точность эвольвентного зацепления.

40. Формула окружного делительного модуля зубьев прямозубой передачи m=p/ π, где р – окружной шаг.

41. Диаметр делительной окружности прямозубой передачи равен произведению модуля зацепления на число зубьев зубчатого колеса d = m*z

42. Формула высоты зубьев цилиндрических колёс прямозубой передачи h = h_a+ h_f = 2,25m

43. Диаметр вершин зубьев прямозубой передачи равен:

d_a = d + 2 h_a = m(z+2)

1. Диаметр впадин зубьев прямозубой передачи равен:

d_f = d - 2 h_f = m(z - 2,5)

1. Формула межосевого расстояния цилиндрической прямозубой передачи с внешним зацеплением: а = m(z₁ +z ₂)/2

2. Делительная окружность косозубой передачи по окружному модулю: d= m_n*z /cos β.

3. Окружной модуль цилиндрической косозубой передачи:

m_t = m_n/ cos β

1. Формула окружной силы в зацеплении косозубых колёс:

F_t = 2T/d

1. Формула радиальной силы в зацеплении косозубых колёс:

F_t = F_r tg α/ cos β

1. Формула осевой силы в зацеплении косозубых колёс: F_а = F_t tg β

2. Формула передаточного числа эквивалентных конических колёс:

u_v = u²

1. Формула числа зубьев эквивалентного прямозубого колеса для косозубого зацепления: z _v = z / cos³ β

2. Число зубьев колеса при числе зубьев шестерни z₁=20, передаточном числе u=3 равно z₂ = u*z₁ = 60.

3. Диаметр делительной окружности прямозубой передачи при модуле = 4,5мм , числе зубьев колеса 20 равен d= m*z = 4,5*20 = 90 мм.

4. Диаметр делительной окружности колеса косозубой цилиндрической передачи при нормальном модуле 2 мм, числе зубьев колеса 100, косинусе угла наклона зуба = 0,96 равен d= m_n*z /cos β = 208,33 мм.

5. Достоинства передачи винт-гайка: простота, технологичность, компактность, выигрыш в силе.

6. Виды передач винт-гайка: передача скольжения, передача качения.

7. Виды винтов механической передачи - грузовые, ходовые.

8. Момент сил в резьбе равен М_р = 0,5 Q d₂ tg ( ψ+φ΄), где Q – осевая сила, d₂ – средний диаметр резьбы, ψ – угол подъёма резьбы, φ΄ – приведённый угол трения.

9. Момент сил в резьбе передачи винт-гайка зависит от среднего диаметра резьбы, осевой силы, угла подъёма резьбы, приведённого угла трения.

10. Основным критерием работоспособности передач винт-гайка является - износостойкость резьбы.

11. Условие износостойкости резьбы: расчётное среднее давление в резьбе не должно превышать допускаемого давления в резьбе.

12. Виды гаек винтовой пары скольжения передачи винт-гайка: цельные и составные.

13. Чтобы обеспечить износостойкость передачи винт-гайка и увеличить её КПД, материалы винта и гайки должны представлять собой антифрикционную пару.

14. Материал винтов в передаче винт-гайка: углеродистые стали и легированные стали.

15. Материал гаек в передаче винт-гайка: алюминиевые бронзы, серый чугун, оловянные бронзы.

16. Шариковые винтовые пары качения передачи винт-гайка применяют для уменьшения трения и износа.

17. В шариковых винтовых парах качения передачи винт-гайка шарики циркулируют по замкнутому каналу, соединяющему первый и последний витки гайки.

18. КПД резьбовой пары передачи винт-гайка зависит от угла подъёма резьбы и приведённого угла трения.

19. Общий КПД резьбовой пары передачи винт-гайка зависит от коэффициента потерь в опорах и коэффициента потерь в резьбе.

20. В проектном расчёте передачи винт-гайка определяется средний диаметр резьбы.

21. Ход резьбы передачи винт-гайка зависит от заданной скорости поступательного движения и угловой скорости винта или гайки.

22. Проверочный расчёт винта выполняется на прочность при сжатии и кручении и устойчивость при сжатии.

23. Высота и наружный диаметр гайки в передаче винт-гайка определяется из условия прочности на растяжение и кручение

24. Расчётная осевая сила в зависимости от осевой силы в передаче винт-гайка определяется по формуле Q _расч = 1,3 Q.

25. Червячная передача - это механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями.

26. Достоинства червячных передач: компактность, большие передаточные числа, кинематическая точность.

27. Виды цилиндрических червяков - архимедов, конволютный, эвольвентный, образованный конусом.

28. Основной расчётный параметр червяка и червячного колеса – это расчётный модуль - линейная величина в π раз меньше расчётного шага червяка.

29. Геометрические параметры червячного колеса: диаметр делительной окружности червячного колеса, диаметр вершин зубьев червячного колеса в среднем сечении, наибольший диаметр червячного колеса, ширина венца червячного колеса, межосевое расстояние, число зубьев колеса.

30. Окружная сила на червяке численно равна осевой силе на червячном колесе.

31. Осевая сила на червяке численно равна окружной силе на червячном колесе.

32. Радиальная сила на червяке численно равна радиальной силе на червячном колесе.

33. Критериями работоспособности червячных передач являются изгибная прочность зубьев колеса и износостойкость активных поверхностей.

34. В проектном расчёте червячной передачи определяется межосевое расстояние.

35. Редуктор –это закрытая зубчатая передача, предназначенная для понижения угловой скорости ведомого вала по сравнению с ведущим.

36. Передаточное число многоступенчатого редуктора равно произведению передаточных чисел отдельных ступеней.

37. Ременная передача – это механизм, служащий для преобразования вращательного движения при помощи шкивов, закреплённых на валах, и бесконечной гибкой связи.

38. Достоинства ременных передач: простота эксплуатации, плавность, передача движения на большие расстояния, бесшумность.

39. Виды ременных передач в зависимости от профиля сечения передачи: плоскоременная, клиноременная, поликлиноременная, круглоременная, зубчато-ременная.

40. Ветвь, набегающая на ведущий шкив ременной передачи, называется ведущей.

41. Напряжения в ремне ременной передачи: предварительное напряжение, полезное напряжение, напряжение в ветвях от рабочей нагрузки, напряжение от действия центробежных сил, напряжение изгиба.

42. Основными критериями работоспособности ременных передач являются долговечность ремня и тяговая способность передачи.

43. При проектном расчёте плоскоременной передачи определяют минимальный диаметр малого шкива.

44. Расчётная длина ремня в открытой ременной передаче определяется по формуле: L_p = 2a + π (D₁+D₂)/2 + (D₂ – D₁)²/(4a)

45. Цепная передача – это механизм, служащий для преобразования вращения между параллельными валами при помощи двух жёстко закреплённых на них зубчатых колёс-звёздочек и надетой на них бесконечной цепи.

46. Достоинства цепных передач: передача вращения удалённым валам, приведение в движение одной цепью нескольких валов, небольшая радиальная нагрузка, отсутствие проскальзывания, высокий КПД.

47. Критерий работоспособности приводной цепи - износостойкость шарниров.

48. Проверочный расчёт цепной передачи: расчётное среднее давление в шарнире не должно превышать допускаемое среднее давление в шарнире для типовой передачи.

49. Ширину цепи при проектном расчёте цепной передачи определяют по выбранному шагу цепи, передаваемой мощности и скорости цепи.

50. Усилия в цепной передаче, действующие на ведущую ветвь цепи: окружная сила, натяжение от провисания ведомой цепи, натяжение от центробежных сил.

РАЗДЕЛ 2. СОЕДИНЕНИЯ

1. Виды неразъёмных соединений: клёпаные, сварные, клееные, паяные, прессовые.

2. Прессовые соединения - это соединения составных частей изделий с гарантированным натягом вследствие того, что размер охватываемой детали больше соответствующего размера охватывающей детали.

3. Достоинства резьбового соединения: универсальность, надёжность, малые габариты, создание больших осевых сил.

4. Средства против самоотвинчивания резьбовых деталей: Создание дополнительного трения установкой контрагайки, жёсткое соединения болта и гайки с помощью стандартного шплинта, создание дополнительного трения установкой пружинной шайбы, создание неразъёмного соединения при помощи пайки, посадки на краску.

5. Главный критерий работоспособности для стандартных крепёжных деталей - прочность на растяжение.

6. Достоинства шпоночных соединений: простота, надёжность, лёгкость сборки.

7. В напряжённом шпоночном соединении постоянно действуют внутренние силы упругости, вызванные предварительной затяжкой.

8. Виды шпонок: клиновые, тангенциальные, призматические, сегментные.

9. Основной критерий работоспособности ненапряжённых шпоночных соединений являются: прочность шпонки на срез и прочность соединения на смятие.

РАЗДЕЛ 3. ДЕТАЛИ МАШИН

1. Вал - деталь машин, предназначенная для передачи крутящего момента вдоль своей осевой линии.

2. Шпиндель - коренной вал станков с вращательным движением инструмента или изделия.

3. Виды валов: прямой, коленчатый, гибкий, ступенчатый, гладкий.

4. Ось – деталь машин в механизме для поддержания вращающихся частей, не передающая крутящий момент.

5. Виды цапф вала: шип, шейка, пята.

6. Диаметр вала определяют при проектном расчёте вала на кручение.

7. При проверочном расчёте вала на усталость определяют коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям и сравнивают с допускаемыми.

8. Достоинства подшипников скольжения: малые габариты в радиальном направлении, восприимчивость ударных и вибронагрузок, долговечность.

9. Расчёт подшипников скольжения ведут по допускаемому среднему давлению на трущихся поверхностях и по допускаемому произведению среднего давления на скорость скольжения.

10. Достоинства подшипников качения: малые потери на трение, малый расход смазки, малые осевые габариты.

11. Виды ПК по форме тел качения: шариковые цилиндрические, шариковые конические, роликовые.

12. Условное обозначение подшипников качения ПК ведётся по схеме (порядок отсчёта номера справа налево): (1-2) - внутренний диаметр; 3 - серия диаметров; 4 – тип ПК; (5-6) конструкция; 7 – серия ширины.

13. Типы ПК - шариковые радиальные однорядные, цилиндрические роликовые, конические роликовые, радиально-упорные шариковые, сферические шариковые, сферические роликовые.

14. Критерии работоспособности ПК износостойкость рабочих поверхностей, долговечность ПК, сопротивление пластическим деформациям.

15. Эквивалентная динамическая нагрузка ПК - это постоянная нагрузка, под действием которой ПК будет иметь такую же долговечность, как и в действительных условиях нагружения.

16. Подбор ПК ведётся по динамической или статической грузоподъёмности в зависимости от частоты вращения вала.

17. Приводные муфты - это устройства, служащие для кинематической и силовой связи валов в приводах.

18. Виды приводных муфт - жёсткие втулочные, жёсткие фланцевые, кулачково-дисковые, упругие муфты, управляемые муфты.

Глоссарий предназначен для закрепления знаний обучающихся специальности 15.02.01 Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования (по отраслям) среднего профессионального образования базовой подготовки в соответствии с рабочей программой дисциплины ОП.13. Детали машин.

При разработке программы в основу положен Федеральный государственный образовательный стандарт по специальности, утвержденный приказом Министерства образования и науки Российской Федерации 15.02.01 Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования (по отраслям) (№ 344 от 18 апреля 2014 г.)