Нормальные напряжения при чистом изгибе.

При деформации изгиба:

· Поперечные прямые линии остаются прямыми, но повернуться навстречу друг другу;

· Продольные прямые линии и ось бруса искривятся;

· Сечения бруса расширятся в поперечном направлении на вогнутой стороне и сузятся на выпуклой стороне.

Линия пересечения нейтрального слоя с плоскостью поперечного сечения называется нейтральной осью.

При чистом изгибе волокна, лежащие на выпуклой стороне, растягиваются, а лежащие на вогнутой стороне – сжимаются, а на границе лежит нейтральный слой, волокна которого только искривляются, не изменяя своей длины. Поэтому при чистом изгибе в поперечном сечении бруса возникают только нормальные напряжения, неравномерно распределенные по сечению, из-за искривления волокон и оси бруса.

 Нормальные напряжения вычисляются по формуле: , где I- осевой момент инерции. Для сечения разных форм есть формула.

Максимальное значение нормальные напряжения возникают с волокнах, наиболее удаленных от нейтральной оси: , где W- момент сопротивления изгибу.

Единица измерения .

Определим моменты сопротивления изгибу наиболее распространенных сечений:

сечение	рисунок	формула
Прямоугольник
Прямоугольник
Круг диаметром d
Кольцо

 

Практическое задание:

Вариант 1

1. Определить поперечную силу в любом сечении  на 2 участке балки.

2. Вычислить величину изгибающего момента в сечении С.

3. Для балки (вопрос 2) определить максимальное нормальное напряжение в сечении С.  Сечение балки – швеллер №22.

4. При каком поперечном сечении балка выдержит 66льшую нагрузку? 

5. Нормальное напряжение при изгибе в точке В поперечного сечения балки 140 МПа. Определить нормальное напряжение в точке С.

Вариант 2

1. Определить поперечную сипу в любом сечении на 2 участке бруса.

2. Вычислить величину изгибающего момента в сечении С.

·-

3. Для балки (вопрос 2) определить максимальное нормальное напряжение в сечении В.  Сечение балки-швеллер №16.

4. При каком поперечном сечении балка выдержит большую нагрузку? 

·

5. Нормальное напряжение при изгибе в точке В поперечного сечения балки 60 МПа. Определить нормальное напряжение в точке С.

Вариант 3

1. Определить поперечную силу в любом сечении на 3 участке балки.

2. Вычислить величину изгибающего момента в сечении С.

3. Для балки (вопрос 2) определить максимальное нормальное напряжение в сечении В (слева). Сечение балки-швеллер №10.

4. При каком поперечном сечении балка выдержит большую нагрузку? 

5. Нормальное напряжение при изгибе в точке В МПа поперечного сечения балки 120 МПа. Определить нормальное напряжение в точке С.

Вариант 4

1. Определить поперечную силу в любом сечении на 2 участке балки.

2. Вычислить величину изгибающего момента в сечении D.

3. Для балки (вопрос 2) определить максимальное нормальное напряжение в сечении D. Сечение балки - швеллер №40.

4. Выбрать вариант поперечного сечения балки, при котором балка выдержит большую нагрузку.  

5. Выбрать соответствующую эпюру распределения касательных напряжений по высоте сечения при поперечном изгибе.  

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 17

по дисциплине техническая механика

Тема: Построение эпюр изгиба.

Цель занятия: Научится строить поперечных сил, изгибающих моментов и подбирать необходимые поперечные размеры балок.

Место проведения: учебная аудитория

Форма организации занятия: Практическое занятие

Литература для самоподготовки:Олофинская В.П. Техническая механика: Курс лекций с вариантами практических и тестовых заданий

Теоретические сведения:

Последовательность решения задач при расчетах на прочность:

1. Освобождаем балку от опор, а действие опор заменяем реакциями опор.

2. Определяем реакции опор балки (по двум уравнениям моментов: одно – относительно левой опоры, второе – относительно правой), а затем обязательно проверить правильность решения по уравнению проекций на ось, перпендикулярную балке;

3. Определяем характерные сечения балки (сечения балки, где приложены сосредоточенные силы и моменты, включая опорные сечения).

4. Строим эпюру поперечных сил, для чего вычисляем значения поперечных сил в характерных сечениях.

5. Строим эпюру изгибающих моментов, для чего определяем значение изгибающих моментов в характерных сечениях.

6. По эпюре изгибающих моментов определить расчетный (наибольший по абсолютному значению) изгибающий момент, выразив его в Н×мм;

7. В выражении условия прочности  принять s = [ s ] и определить требуемый осевой момент сопротивления поперечного сечения балки;

8.  Выразить значение W_x в мм³ (при подстановке в расчетную формулу  значения M_x выражаются в Н×мм, а значения [ s ] – в Н/мм², результат получим в мм³) и с помощью таблиц соответствующих ГОСТов по найденному значению W_x подобрать необходимый номер профиля швеллера (ГОСТ 8240-72) или двутавра (ГОСТ 8239-72 «Швеллеры»), или по формулам для определенного сечения вычисляем размеры поперечного сечения балки.

Примеры решения задач.

Задача 1. Для балки построить эпюры поперечных сил и изгибающих моментов, если сосредоточенные силы F ₁ = 4 кН и F = 8 кН, момент M = 11 кН×м, расстояние a = 2 м, b = 4 м, c = 3 м.

Решение.

1. Определим опорные реакции:

         (1)

(2)

 

 

Из уравнения (1)  кН;

Из уравнения (2)  кН.

Проверка:

2. Строим эпюру поперечных сил

В сечении K:  кН.

В сечении A:  кН;

                    кН.

В сечении D:  кН;

                   кН.

В сечении B: Q_yB = - R_B = -5 кН.

3. Строим эпюру изгибающих моментов по характерным сечениям K, A, D, В В сечении K:   M_xK = 0, так как в этом сечении нет сосредоточенного момента.

В сечении A:  кН×м.

В сечении B:  кН×м.

В сечении D:  кН×м.

Задача 2. По условию задачи 1 из условия прочности подобрать размеры сечения балки в виде прямоугольника с размерами , где  , круга с диаметром d и двутавра, если . Определить отношение масс выбранных балок.

Решение:

1. Определяем опасное сечение: это сечение, где возникаем максимальный момент – это сечение В и .

2. Из условия прочности определяем W _х (момент сопротивления изгибу).

 

3. Вычисляем размеры сечений балки:

двутавр - в соответствии с ГОСТ 8239 выбираем двутавр № (ближайшее большее значение)  . W _х = 118см³ - двутавр № 16 А₁ = 21,5см²

- круг -

Принимаем d=90 мм.

- прямоугольник -                     

 Принимаем b=47 мм, h=2·47=94 мм.

4. Отношение масс равно отношению площадей сечений:

              

Вывод. Балка прямоугольного сечения в 2,7 раза тяжелее двутавровой балки, а балка круглого сечения в 3,8 раз тяжелее двутавровой балки.

Практическое задание

Задание: Для балки, нагруженной сосредоточенными силами  и моментов М, построить эпюры поперечных сил, изгибающих моментов и подобрать необходимые размеры  балки прямоугольного или круглого сечения. Для прямоугольника принять . Принять [σ] = 160 МПа. Данные для своего варианта взять из таблицы.

Таблица

Вариант	№ схемы				Вариант	№ схемы
1	1	28	36	4,8	11	1	26	30	4,5
2	2	13,9	18,4	6,4	12	2	14,8	19	3,5
3	3	18	30	3,7	13	3	29	22	6,6
4	4	12,8	30	4,8	14	4	14,8	28,8	2,2
5	5	24,5	12	16	15	5	37,2	17,4	14,8
6	6	11,6	3,8	14,1	16	6	13,6	6,6	13,5
7	7	25	10	24	17	7	28,3	30,5	14,5
8	8	25	17	24	18	8	26	12	24,2
9	9	22	20	21,5	19	9	20,8	30	11,8
10	10	26,8	34,8	42	20	10	22	42	12,4

 

Схема 1	Схема 2
Схема 3	Схема 4
Схема 5	Схема 6
Схема 7	Схема 8
Схема 9	Схема 10

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 18

по дисциплине техническая механика

Тема: Решение задач на устойчивость сжатых стержней.

Цель занятия: Научится рассчитывать стержни на устойчивость.

Место проведения: учебная аудитория

Форма организации занятия: Практическое занятие

Литература для самоподготовки:Олофинская В.П. Техническая механика: Курс лекций с вариантами практических и тестовых заданий

 

Теоретические сведения:

При осевом сжатии стержней, поперечные размеры которых малы по сравнению с длиной, может произойти потеря устойчивости стержня, т.е. стержень будет искривляться в плоскости наименьшей жесткости.

Наименьшее значение нагрузки, при которой прямолинейная форма равновесия стержня становится неустойчивой, называется критической силой.

В случае, когда потеря устойчивости происходит при напряжениях, не превосходящих предела пропорциональности, критическая сила P_кр определяется по формуле Эйлера: P_кр = π² · E · У_min / (μ · l) ²

E – модуль продольной упругости материала стержня;

У_min – минимальный осевой момент инерции поперечного сечения стержня;

μ – коэффициент приведения длины, который зависит от способа закрепления концов стержня;

l – длина стержня.

Если потеря устойчивости происходит при напряжениях, превосходящих предел пропорциональности, критическую силу вычисляют через критические напряжения σ_кр, которые определяют по формуле Ясинского:

σ_кр = a – b · λ

где a и b – коэффициенты, зависящие от материала стержня

(для стали a = 310 МПа, b = 1,4 МПа)

λ – гибкость стержня.

Практически применимость той или другой формулы для вычисления критической силы устанавливают сравнением гибкости стержня λ с предельной гибкостью для материала стержня λ _пред, которые определяются по формулам:

λ = μ · l / ί _min λ_пред = √ π² · E / σ_пц

где σ_пц - предел пропорциональности материала стержня

ί_min - минимальный радиус инерции площади F поперечного сечения стержня, определяемый по формуле: ί _min = √У_min / F

 

Практическое задание:

Вариант 1

1. Что такое «критическая сила»? 

2. Определить приведённую длину стержня для расчета на устойчивость, если l =3м.

3. От каких параметров сжатого стержня (см. приведенный график) зависит величина предельной гибкости?

4. Как изменится F_кр при замене поперечного сечения: вместо двутавра №16 используется двутавр №20 (при прочих равных условиях)? Применима формула Эйлера. 

5. Рассчитать F_кр для стержня, представленного в вопросе 2. Сечение - двутавр №20, материал - сталь. Е= 2·10⁵ МПа. 

 

Вариант 2

1. Записать формулу условия устойчивости сжатого стержня.

2. Как изменится критическая сила при замене прямоугольного сечения на сечение в форме двутавра.

3. Как изменится гибкость стержня при замене схемы крепления концов с варианта А на вариант Б.

4. По какой формуле следует рассчитывать стержень, изображенный на схеме к вопросу 3 если материал сталь, а сечение-двутавр №20.

5. Определить допускаемую нагрузку для стержня (вопрос 4), если запас устойчивости трехкратный. Материал-сталь Е= 2 · 10⁵ МПа.

 

Вариант 3

1. Записать условие устойчивости.

2. Какие характеристики материала используются при расчете на устойчивость?

3. Рассчитать гибкость стержня круглого поперечного сечения, если его диаметр 60 мм, длина 2,4 м, стержень шарнирно закреплен с обоих концов.

4. По какой формуле следует рассчитывать стержень (схема к вопросу 3), если материал стержня ­ сталь, предельная гибкость для которой 96?

5. Определить допускаемую нагрузку для стойки. Материал-сталь. Е= 2·10⁵ МПа, поперечное сечение швеллер №16, запас устойчивости 4. Применима формула Эйлера.

Вариант 4

1. Что понимают под «устойчивостью сжатых стержней»?

2. Как изменится Р_кр при замене первого способа крепления стержня на второй?

3. Определить величину гибкости для стержня. Сечение-швеллер №16, длина 1 = 5 м.

4. По какой формуле следует рассчитывать устойчивость стержня на участке 2

5. Устойчив ли стержень, представленный на схеме 1 к вопросу 3?  Действующая сжимающая сила 10 кН; запас устойчивости 4; материал-сталь; Е= 2 ·10⁵ МПа.

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 19

по дисциплине техническая механика

Тема: Расчет критической силы.

Цель занятия: Научится определять величину допускаемой нагрузки для стоек различного сечения.

Место проведения: учебная аудитория

Форма организации занятия: Практическое занятие

Литература для самоподготовки:Олофинская В.П. Техническая механика: Курс лекций с вариантами практических и тестовых заданий

Теоретические сведения:

Пример 1. Центрально-сжатая стойка, используемая в конструкции здания, длиной l = 4 м выполнена из двутавра № 40 по ОСТ 8239-89 (рис. 4) из стали марки С245 имеет одинаковое закрепление концов стрежня в различных плоскостях. Требуется определить величину допускаемой сил.

Пример 2. Центральносжатая стойка квадратного сечения 50х50 мм из стали марки С345 длиной 2 м используется в мостовой конструкции. Стержень нагружен силой 250 кН. Схема закрепления стержня во всех плоскостях одинаковая и приведена на рис. Требуется определить коэффициент запаса устойчивости.

Практическое задания:

Задание 1. Для заданной расчетной схемы центрально-сжатого стержня требуется определить значение допускаемой нагрузки. Для всех вариантов задачи принять: материал стойки – сталь с модулем упругости Е = 2,06·10⁵ МПа, тип поперечного сечения, длину стойки и марку стали – по табл. 1, расчетные схемы стоек показаны в табл. 3. Закрепление концов стержня во всех плоскостях принять одинаковым. Все двутавры принять по ГОСТ 8239-89, швеллеры с параллельными гранями полок – по ГОСТ 8240-97.

Таблица 1.

Задание 2. Для заданной расчетной схемы центрально-сжатого стержня требуется определить коэффициент запаса устойчивости. Для всех вариантов задачи принять: сечение прямоугольное размером bхh, материал стойки, размеры поперечного сечения, длину стойки, величину нагрузки – по табл. 2, расчетные схемы стоек показаны в табл. 3. Закрепление концов стержня во всех плоскостях принять одинаковым.

Таблица 2.

Таблица 3

РАЗДЕЛ 3. ДЕТАЛИ МАШИН

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 20

по дисциплине техническая механика

Тема: Изучение различных видов соединений

Цель занятия: Изучить различные виды соединений применяемых в машиностроении.

Место проведения: учебная аудитория

Форма организации занятия: Практическое занятие

Литература для самоподготовки:Олофинская В.П. Техническая механика: Курс лекций с вариантами практических и тестовых заданий

 

Теоретические сведения:

Соединения - неподвижные связи между элементами машин. Соединение деталей – конструктивное обеспечение их контакта с целью кинематического и силового взаимодействия, либо для образования из них частей (деталей, сборочных единиц) механизмов, машин и приборов.

Заклёпочное (клёпаное) соединение - неразъёмное неподвижное соединение, образованное с применением специальных закладных деталей заклёпок, выполненных из высокопластичного материала.

Заклёпочный шов - ряд заклёпок, соединяющих кромки двух или нескольких деталей.

Классификация:

1) по функциональному назначению – прочные, предназначенные только для передачи нагрузки;   плотные, обеспечивающие герметичное разделение сред, и прочно-плотные, способные выполнять обе названные функции;

2) по конструктивным признакам шва – нахлёсточное и стыковое соединение;

3) по числу поверхностей среза, приходящихся на одну заклёпку, под действием рабочей нагрузки – односрезные; двухсрезные; и т.д.; многосрезные;

4) по количеству заклёпочных рядов в шве – однорядные; двухрядные; и т.д.; многорядные.

Требования к материалу заклёпки:

1) высокая пластичность и незакаливаемость при нагревании;

2) температурный коэффициент расширения, близкий таковому соединяемых деталей;

3) отсутствие гальванической пары с материалом соединяемых деталей.

Сварныесоединения – неразъёмные соединения, образованные посредством установления межатомных связей между деталями при расплавлении соединяемых кромок, пластическом их деформировании или при совместном действии того и другого.

Достоинства: высокая технологичность сварки, обусловливающая низкую стоимость сварного соединения; снижение массы сварных деталей по сравнению с литыми и клёпаными на 25…30%; возможность получения сварного шва, равнопрочного основному металлу (при правильном конструировании и изготовлении); возможность получения деталей сложной формы из простых заготовок; возможность получения герметичных соединений; высокая ремонтопригодность сварных изделий.

Недостатки: коробление (самопроизвольная деформация) изделий в процессе сварки и при старении; возможность создания в процессе сварки сильных концентраторов напряжений; сложность контроля качества сварных соединений без их разрушения; сложность обеспечения высокой надежности при действии ударных и циклических, в том числе и вибрационных, нагрузок.

Резьбовыесоединения – это разборные соединения с применением резьбовых крепёжных деталей (винтов, болтов, шпилек, гаек) или резьбовых элементов, выполненных на самих соединяемых деталях. Основным признаком резьбового соединения является наличие резьбы хотя бы на некоторых из деталей, входящих в соединение. Резьбой называют совокупность чередующихся выступов и впадин определённого профиля, расположенных по винтовой линии на поверхности тела вращения (обычно цилиндра или конуса).

Достоинства: возможность создания больших осевых нагрузок при малых усилиях на инструменте; возможность фиксации в затянутом состоянии (самоторможение); удобство сборки и разборки с применением стандартных инструментов; простота конструкции и возможность точного изготовления; наличие широкой номенклатуры стандартных крепёжных изделий (винты, болты гайки); низкая стоимость крепёжных изделий благодаря массовости и высокой степени автоматизации производства; малые габариты в сравнении с соединяемыми деталями.

Недостатки: высокая концентрация напряжений в дне резьбовой канавки; значительные энергопотери в подвижных резьбовых соединениях (низкий КПД); большая неравномерность распределения нагрузки по виткам резьбы; склонность к самоотвинчиванию при знакопеременных нагрузках; ослабление соединения и быстрый износ резьбы при частых сборках и разборках.

Классификация резьб:

1) по эксплуатационному назначению – крепёжная, крепёжно-уплотняющая, ходовая (для преобразования движения), специальная (например, ниппельная);

 2) по форме поверхности, несущей резьбу – цилиндрическая и коническая;

3) по форме профиля резьбы в поперечном сечении нарезки - треугольная, трапецеидальная, упорная, прямоугольная, круглая;

4) по расположению – наружная и внутренняя;

5) по величине шага нарезки - нормальная (с крупным шагом нарезки)и мелкая (с уменьшенным шагом нарезки);

6) по направлению нарезки - правая (применяется чаще) и левая;

7) по числу заходов (по количеству параллельных гребешков движущихся вдоль одной и той же винтовой линии) – одно-, двух-, трёх-, и т.д., многозаходная;

8) по исходной метрической системе – метрическая и дюймовая.

Шпоночныесоединения – это разборные подвижные или неподвижные соединения двух деталей, с применением специальных закладных деталей шпонок.

Достоинства: простота и надёжность конструкции; лёгкость сборки и разборки; простота изготовления и низкая стоимость.

Недостатки: ослабление сечений вала и ступицы шпоночным пазом; высокая концентрация напряжений в углах шпоночного паза; для большинства соединений децентровка (смещение оси ступицы относительно оси вала) на половину диаметрального зазора.

Классификация:

1) по степени подвижности: подвижное; неподвижное;

2) по усилиям, действующим в соединении: напряжённые (напряжения создаются при сборке и существуют независимо от наличия рабочей нагрузки, все напряжённые соединения являются неподвижными); ненапряжённые (напряжения возникают только при воздействии рабочей нагрузки);

3) по виду применяемых шпонок: с призматической шпонкой; с сегментной шпонкой; с цилиндрической шпонкой; с клиновой шпонкой; с тангенциальной шпонкой.

Шлицевое (зубчатое, пазовое) соединение – подвижное или неподвижное соединение двух соосных деталей, имеющих равномерно расположенные пазы и выступы (выступы одной детали входят в пазы другой).

  Классификация: а) прямобочными шлицами; б) эвольвентными шлицами; в) треугольными шлицами;.

Преимущества: высокая нагрузочная способность; меньшая концентрация напряжений в материале вала и ступицы; лучшее центрирование соединяемых деталей и более точное направление при осевых перемещениях; высокая надёжность при динамических и реверсивных нагрузках; минимальное число деталей, участвующих в соединении.

Недостатком шлицевого соединения является относительно высокая стоимость и трудоёмкость изготовления и ремонта.

Стандартизованы прямобочные и эвольвентные шлицевые соединения. Прямобочные шлицевые соединения выполняются с числом шлицов 6 £ z £ 20 для диаметров валов 14 £ d £ 125 мм; эвольвентные - 6 £ z £ 82 для валов диаметром 4 £ d £ 500 мм.

Эвольвентные шлицевые соединения по сравнению с прямобочными обладают большей несущей способностью и меньшей концентрацией напряжений (примерно в 2 раза).

Треугольные шлицевые соединения не стандартизованы и применяются главным образом в качестве неподвижных при тонкостенных соединяемых элементах или при наличии жёстких ограничений в диаметральных размерах.

 

 

Практическая часть:

Задание: Ответить на вопросы:

1. Какие типы соединений используют в машиностроении?

2. Какие соединения относят к разъемным (неразъемным)?

3. Какие детали используются в резьбовых соединениях и их назначение?

4. Каковы достоинства резьбовых соединений?

5. Какие соединения используют для передачи вращающего момента?

6. Какие виды шпонок Вы знаете?

7. Каковы достоинства и недостатки шпоночных соединений?

8. Какой профиль могут иметь зубья шлицевого соединения?

9. Почему некоторые виды соединений называют неразъемными?

10. Какими достоинствами обладают заклепочные соединения?

11. Каковы преимущества и недостатки сварных соединений?

12. Каковы основные виды сварных соединений?

 

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 21

по дисциплине техническая механика

Тема: Проверочный расчет соединений

Цель занятия: Научится проводить расчет шпоночного соединения.

Место проведения: учебная аудитория

Форма организации занятия: Практическое занятие

Литература для самоподготовки:Олофинская В.П. Техническая механика: Курс лекций с вариантами практических и тестовых заданий

Теоретические сведения

Пример расчета шпоночных соединений

Для соединения деталей передач, муфт, шкивов с валом применяем призматические шпонки со скруглёнными торцами.

Материал шпонок – сталь 45, улучшенная (ГОСТ 23360-78) с пределом прочности σ_в =340 МПа.

Длина шпонки выбирается из стандартного ряда и должна быть меньше на 5…10 мм длины ступицы посадочной детали.

Допускаемые напряжения смятия:

-при стальной ступице  = 100…120 МПа

- при чугунной ступице = 70…100 МПа

Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле:

 

Длина шпонки выбирается на 5…10 мм меньше длины посадочной поверхности детали и округляется до стандартного значения.

Входной вал

Проверяем прочность шпонки на конце вала под шкивом.                          

При  , , длина шпонки

при длине ступицы шкива ℓ_ст = 65мм     Т_вх=95,5 Нм

=160МПа

Выходной вал

Проверяем прочность шпонки на выходном конце вала

При                     

длина шпонки  при длине ступицы , Т_вых= 573,67Нм 

Проверяем прочность шпонки под зубчатым колесом.

При , ,  длина шпонки   

при длине ступицы колеса , Т_Z2 =580,36 Нм

Практическое задание:

Задание 1: Выполнить расчет соединения деталей машин (шпоночное соединение), если задано:

№ п/п

Входной вал

Выходной вал

Зубчатое колесо

Т, Нм d _в1, мм l, мм Т, Нм d _{в 2}, мм l, мм Т, Нм d _к2, мм l, мм 1 40,5 25 30 380,5 25 30 390,5 30 28 2 42,5 28 35 460,5 28 35 470,5 32 30 3 45,0 30 38 480,5 30 38 490,5 35 34 4 48,5 34 40 515,0 34 40 525,0 42 38 5 50,0 36 42 522,5 36 42 532,5 44 40 6 56,5 40 45 516,5 40 45 536,5 48 44 7 68,5 42 50 530,5 42 50 540,5 50 48 8 70,5 45 55 548,5 45 55 558,5 53 50 9 85,5 48 58 556,0 48 58 566,0 56 54 10 90,5 50 60 560,5 50 60 570,5 58 56 11 110,5 53 65 556,5 53 65 576,5 61 60 12 115,0 56 68 564,5 56 68 584,5 64 64 13 120,0 60 70 570,0 60 70 590,0 68 68 14 125,5 63 72 582,0 63 72 592,0 73 72 15 130,5 67 76 574,5 67 76 594,5 77 80 16 135,0 71 80 592,5 71 80 602,5 81 84 17 140,5 75 82 600,0 75 82 610,0 85 88 18 146,5 80 84 615,5 80 84 625,5 90 92 19 152,5 85 88 620,5 85 88 630,5 95 98

 

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 22

по дисциплине техническая механика

Тема: Изучение различных видов передач.

Цель занятия: Научится строить эпюры крутящих моментов и рассчитывать валы на прочность.

Место проведения: учебная аудитория

Форма организации занятия: Практическое занятие

Литература для самоподготовки:Олофинская В.П. Техническая механика: Курс лекций с вариантами практических и тестовых заданий

 

Зубчатая передача - трехзвенный механизм, включающий два подвижных звена, взаимодействующих между собой через высшую зубчатую кинематическую пару и образующих с третьим неподвижным звеном низшие (вращательные или поступательные) кинематические пары. Назначение зубчатой передачи - передача движения (обычно вращательного) с преобразованием параметров, а иногда и его вида (реечная передача). Зубчатые передачи вращательного движения наиболее распространены в технике.

Достоинства зубчатых передач: высокая надежность работы в ши­роком диапазоне нагрузо