Решение задач - Задача.doc

Доступные файлы (1):

4441kb.

28.05.2008 10:15

Задача.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Кафедра «Детали машин»

Контрольная работа

Дисциплина: Детали машин

2007г.

Задача №3

Определить диаметр шпильки станочного прихвата по данным

F=6,5кН, a=160mm b=130mm

Недостающими данными задаться.

Составим расчетную схему и определим необходимую силу затяжки

∑Ма=0; F( а+в) – Р*в=0 Р =

= 14500 Н

Расчет шпильки на совместное растяжение и кручение ведут как расчет на простое растяжение, увеличив заданную силу затяжки в 1,3 раз.

[P] = 1,3P = 1,3 *14500 = 18850 H

Примем материал шпильки – сталь 30, затяжка неконтролирующая,

=260 Мпа, коэффициент запаса [S] = 4. Допускаемое напряжение: [σ] =

= 65 МПа

Диаметр внутренней резьбы: d1 =

= 19.21 mm.

Задача №4

Рассчитать клиноременную передачу. Мощность на ведущем валу

= 7 кВт,

угловая скорость ведущего шкива

=150 рад/c , и угловая скорость ведомого шкива

= 48 рад/c. Расстоянием между центрами шкивов, а также режимом работы передачи задаться

частота вращения ведущего (меньшего) шкива

об/мин

Передаточное отношение u =

Скольжение ремня ε = 0,015.

По номограмме на рис. 7.3 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива (в нашем случае = 1432 об/мин; и передаваемой мощности P= 7кВт) принимаем сечение клинового ремня
Вращающий момент

Диаметр меньшего шкива по формуле (7.25):

По табл. 7.8 принимаем

=125мм

Диаметр большего шкива по формуле (7.3)

мм

Принимаем

мм – стандартное значение

Уточняем передаточные отношение

Межосевое расстояние следует принять в интервале мм

мм

Где

мм (высота сечения ремня по табл. 7.7).

Принимаем предварительно близкое значение

мм

Расчётная длина ремня по формуле (7.7)

Ближайшее значение по стандарту (см. табл. 7.7) L=1700 мм

Уточненное значение межосевого расстояния с учётом стандартной длины ремня L

Где

Угол обхвата меньшего шкива по формуле (7.28)

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10: для привода к ленточному конвейеру при односменной работе
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9:

для ремня сечения А при длине L=1700mm коэффициент

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата коэффициент
Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент
Число ремней в передаче по формуле (7.29)

где

- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8); для ремня сечения А при длине L=125 mm и u>3 мощность

=2,19 кВт

принимаем z=4

Натяжение ветви клинового ремня по формуле (7.30)

где скорость V=

м/c;

- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

; для ремня сечения коэффициент

Давление на валы по формуле (7.31)

Ширина шкивов (по табл. 7.12)

Долговечность ремня

где

- при постоянной нагрузке.

Задача № 5

Рассчитать зубчатые передачи редуктора привода ленточного транспортера.

Кинематический расчёт

Общие передаточное число редуктора

Передаточное число I ступени

тогда передаточное число II ступени

Угловые скорости валов:

Крутящие моменты на валах

Расчёт цилиндрической прямозубой передачи 1-й ступени

Исходные данные

Крутящий момент на валу колеса Т=504*

Н*мм.

Частота вращения шестерни п=735

Передаточное число передачи u=4,0

Выбираем материалы зубчатых колёс. Для шестерни сталь 45, термообработка-улучшение, твердость НВ 230, для колеса - сталь 45, улучшение НВ 200

Допускаемые контактные напряжения материалов шестерни и колеса:

– коэффициент долговечности.

- коэффициент безопасности

В качестве расчётного принимаем

Примем коэффициент ширины колеса

Ψba=0,25 b и коэффициент Khβ=1,15

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости по ф. (3.7)

мм

где

- для прямозубой передачи.

Принимаем по ГОСТ 2185-66 ближайшее значение межосевого расстояния

Принимаем по ГОСТ 9563-60 стандартное значение m=3mm

Число зубьев шестерни

Принимаем

, тогда число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные

шестерни:

колёса:

проверка:

Диаметры вершин зубьёв

Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса

ширина шестерни

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружающая скорость колёс

Степень точности передачи: для прямозубых колёс при скорости 3,5

следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 при

твердость HB<350 и не симметрична расположении колёс коэффициент

По табл. 3.4 для прямозубых колёс коэффициент

По табл. 3.6 для прямозубых колёс при скорости < 5

коэффициент

Таким образом,

Проверяем контактные напряжения по формуле (3.6):

Что менее

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

Радиальная

Осевая

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба [формула(3.25)]

Коэффициент нагрузки

.

По таблице 3.7 при

твёрдость НВ<350 не симметричном расположении колёс коэффициент

По табл. 3.8 для прямозубых колёс 8-й степени- точности и скорости до 8

коэффициент

Таким образом,

Коэффициент

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле (3.24):

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент безопасности

По табл. 3.9

для степени 45 улучшенный коэффициент

для поковок и штамповок. Следовательно,

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение

меньше.

Найдём эти отношения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса

Условие прочности выполнено.

Расчёт цилиндрической прямозубой передачи 2-й ступени

Исходные данные

Крутящий момент на валу колеса T=1568*

Частота вращения шестерни п=184

Передаточное число передачи u=3,2

Материалы зубчатых колёс и допускаемые контактные напряжения материалов шестерни и колеса такие же, как для 1-й ступени:

В качестве расчетного принимаем [

]=428 МПа. Примем коэффициент ширины колеса

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости по ф. (3.7)

Где

-для прямозубой передачи.

Принимаем по ГОСТ 2185-66 ближайшее значение межосевого расстояния

Модуль m=(0,01…0,02)

Принимаем по ГОСТ 9563-60 стандартное значение m=5мм

Число зубьев шестерни

Принимаем

, тогда число зубьев колеса

Фактическое передаточное число u=

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные:

шестерни:

колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьёв

Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса

ширина шестерни

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колёс

Степень точности передачи: для прямозубых колес при скорости 1,6

следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 при

твердости НВ<350 и не симметричном расположении колёс коэффициент

По табл. 3.4 для прямозубых колёс коэффициент

По табл. Для прямозубых колёс при скорости 25

коэффициент

Таким образом,

Проверяем контактные напряжения по формуле (3.6)

что менее

условие прочности выполнено .

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба [формула (3.25)]:

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.7

твердость

и не симметричном расположении колёс коэффициент

По табл. 3.8 для прямозубых колёс 8-й степени- точности и скорости до 3

Коэффициент

Таким образом,

Коэффициенты

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле (3.24):

Проверку изгиба следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение

меньше.

Найдём эти отношения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим на колеса [формула (3.25)]:

Условие прочности выполнено.

Задача 6.

По данным задачи 5 рассчитать ведущий вал редуктора и подобрать для него по ГОСТу подшипники качения. Расстояние между подшипниками, а также между шестерней и подшипниками задаться. Привести рабочий эскиз вала.

Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

Вращающий момент Т=130*

Нmm

Допускаемое напряжение на кручение

Определим диаметр выходного конца вала [формула (8.16)].

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

Диаметр вала под подшипники

Примем радикальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипники выбираем по диаметру вала в месте подшипников

. По табл. П3 примем подшипники № 208.

Из предыдущих расчётов имеем

H; нагрузка от муфты

Реакции опор:

в плоскости xz: ∑

в плоскости xу: ∑

∑у=0;

;

Расчётная схема ведущего вала.

Уточненный расчёт вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения- по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочности соблюдена при S

[S].

Материал вала – сталь 45 нормализованная;

Пределы выносливости

Вал выполнен заодно с шебёрней

Опасное сечение 1-1- под опорой 2

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7); коэффициенты концентрации при d=40mm

Принимаем коэффициенты асимметрии цикла

Изгибающий момент

М=34200 Н*mm

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Среднее напряжение цикла

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения

Проверка долговечности подшипников

Суммарные реакции:

Проверяем подшипники на более нагруженной опоре 1.

Ранее приняты радиальные шариковые подшипники №208 С=32кН

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)