III –средний нормальный; IV-легкий; V-особо легкий1. James O. Lester “Writing Research Papers”, a Complete Guide. Seventh Edition, Harper Collins College Publishers, 1995. 2. Rise B. Axelrod, Charles R. Cooper “The St. Martin’s Guide to Writing”, Short Edition, St. Martin’s Press, New York, 1986. 3. Oxford Advanced Learners Dictionary of Current English. Revised and updated. A.S. Hornby with A.P. Cowie. Oxford University Press, Oxford, 1988. 4. A. Godman, M.F. Payne. Longman Dictionary of Scientific Usage. The Reprint Edition. Longman Group Limited, Harlow; Russky Yazyk Publishers. Moscow, 1987. 5. Андрюхова Н.А., Гуменюк О.А., Добрякова Л.Е., Прохорова О.Е., Синкевич Е.Н. Тексты для подготовки к сдаче кандидатского минимума. Методическая разработка по английскому языку для аспирантов и магистров. ТГТУ, кафедра иностранных языков. Тверь 2003 г. 6. Вознесенская И.Б. Пособие по корреспонденции на английском языке. Проведение и организация научной конференции. Л.: Наука, 1981 7. Т. Ю. Дроздова, А. И. Берестова, В. Г. Маилова “English Grammar” Reference and Practice. Antology Edition, 2005. 8. http://www.askoxford.com/betterwriting/letterwriting/?view=uk 9. http://www.vienna.cc/networld/sample_letter/free_letter_sample.htm 10. http://depts.washington.edu/psywc/handouts/pdf/summarizing.pdf 11. http://www.aui.ma/personal/~A.Cads/1204/materials/summarizingResearchArticle.pdf 12. http://faculty.caldwell.edu/sreeve/ED%20556%20Article%20Summary%20Presentation.ppt 13. http://www.newscientist.com/section/science-news
III –средний нормальный; IV-легкий; V-особо легкий
Крутящие моменты Тi или нагрузки Fi, у которых за всё время работы N<5∙104 при расчете на изгибную выносливость и N <0,003 NHG при расчете на контактную выносливость, считают кратковременно действующими и при расчете деталей на выносливость не учитывают, поэтому упорядоченные графики нагрузки получаются ступенчатыми.
23.Скорость скольжения в червячной передаче Во время работы червячной передачи витки червяка скользят по зубьям червячного колеса рис. 2.5.11. Скорость скольжения направлена по касательной к винтовой линии делительного цилиндра червяка и определяется из параллелограмма скоростей (2.5.11)
Как видно из формулы, всегда us> u1. Большое скольжение в червячной передаче повышает изнашиваемость зубьев червячного колеса, увеличивает склонность к заеданию. Передаточное число червячной передачи определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачивается на число зубьев, равное числу витков червяка: (2.5.11)
где и — угловые скорости червяка и колеса; На практике в силовых передачах применяют червяки с числом витков z1 = 1; 2; 4. С увеличением z1 возрастают технологические трудности изготовления передачи и увеличивается число зубьев червячного колеса z2. Число витков червяка z1 зависит от передаточного числа и. Рисунок 2.5.11 схема определения скорости скольжения в червячной передаче
Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе нарезания зубьев принимают z2?26. Оптимальным является z2 = = 40...60. Диапазон передаточных чисел в этих передачах u = 10...80.
28. Расчет зубьев прямозубой цилиндрической передачи на изгиб. Поломка зубьев связана с напряжениями изгиба, вследствие усталости материала от длительно действующих нагрузок. Расчет на изгиб сводится к проверке условия: (2.3.19) При выводе расчётной формулы для определения напряжений изгиба принимают следующие допущения: Распределённую по ширине венца зуба нагрузку заменяют сосредоточенной силой , которую переносят по линии действия на ось зуба и раскладывают на две составляющие: изгибающую зуб и сжимающую , где - угол направления нормальной силы Fn. Он несколько больше угла зацепления . Напряжение изгиба в опасном сечении (вблизи хорды основной окружности), т.е. напряжение на растянутой стороне зуба, где возникают усталостные трещины рис.2.3.13. Рисунок 2.3.13 Эпюры распределения напряжений по ширине зуба Напряжения определяются отношением внешней силы к моменту сопротивления сечения. Тогда после подстановки в исходную формулу, формула проверочного расчёта прямозубых передач:
(2.3.20) где и - расчётное и допускаемое напряжения изгиба, Н/мм2. Ft – окружная сила, H, (2.3.21) Модуль зубьев m определяют расчётом на изгиб, исходя из межосевого расстояния , полученного из условия контактной прочности. В этом случае для получения расчётной формулы надо в выражении (2.3.20): заменить ft на 2Т/d, где . Тогда, решив уравнение относительно модуля m, при некоторых средних значениях коэффициентов , и получим формулу для приближенного определения модуля: (2.3.22) В эту формулу вместо подставляют меньшее из и . Полученное значение модуля округляют в большую сторону до стандартного. Модуль колес рекомендуется принимать минимальным. Уменьшение модуля и соответствующее увеличение числа зубьев способствует уменьшению удельного скольжения, что увеличивает надежность против заедания. При малом модуле увеличивается коэффициент торцевого перекрытия . То есть увеличивается плавность работы зацепления и к.п.д., уменьшается шум.
29. Расчет зубьев цилиндрической передачи на контактную прочность Расчёт на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев является основным критерием работоспособности зубчатых передач. Расчёт производят при контакте зубьев в полюсе зацепления П. Контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусом р1 и р2. При этом наибольшие контактные напряжения определяют по формуле Герца: (2.3.16) Расчет по контактной прочности сводится к проверке условия . После преобразования формулы Герца для контакта цилиндрических поверхностей получают формулу для определения межосевого расстояния (2.3.17) где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу, Н м; Определив геометрические размеры передачи, ее проверяют на контактную прочность по формуле: (2.3.18) где - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям, 30. Основные геометрические параметры червячной передачи 6.1.6 Основные геометрические соотношения в червячной передаче Геометрические размеры червяка и колеса определяют по формулам, аналогичным формулам для зубчатых колес. В червячной передаче расчетным является осевой модуль червяка m, равный торцовому модулю червячного колеса. Значения расчетных модулей m выбирают из ряда: 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20 мм. 6.1.7 Основные геометрические размеры червяка (рис. 2.5.6): Рисунок 2.5.6 Геометрические параметры червяка угол профиля витка в осевом сечении 2а = 40° Значения коэффициентов диаметра червяка q выбирают из ряда: 7,1; 8,0; 9,0; 10,0; 11,2; 12,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0. Длина нарезанной части червяка зависит от числа витков. 6.1.8 Основные геометрические размеры червячного колеса Рисунок 2.5.7 Геометрические параметры червячного колеса диаметр вершин витков (2.5.4), (2.5.9) где -коэффициент смещения инструмента, (2.5.10) Ширина венца червячного колеса зависит от числа витков червяка: В ГОСТе рекомендуются сочетания параметров z1, z2, q, m,обеспечивающие при стандартных межосевых расстояниях получение различных передаточных чисел u..
|