Решение задач
скачать (1067.6 kb.)
Доступные файлы (1):
Задача.doc | 4441kb. | 28.05.2008 10:15 | ![]() |
- Смотрите также:
- Беликов Б.С. Решение задач по физике. Общие методы [ документ ]
- Решение задач по высшей математике из задачника Кузнецова (полный вариант) [ лабораторная работа ]
- Решение задач из задачникa Кузнецовa. Интегралы (все варианты для всех заданий) [ лабораторная работа ]
- Решение задач из задачникa Кузнецовa. Пределы (все варианты для всех заданий) [ лабораторная работа ]
- Решение задач Кузнецова. Интегралы [ лабораторная работа ]
- Решение задач из задачника Кузнецовa. Дифференцирование ( Все варианты для всех заданий ) [ лабораторная работа ]
- Решение задач из задачникa Кузнецова. Аналитическая геометрия (все варианты для всех заданий) [ лабораторная работа ]
- Решение задач по вычислительной математике [ документ ]
- Окулов С.М. Решение сложных олимпиадных задач [ документ ]
- Mat JV 0.15 [ документ ]
- Решение задач линейного программирования [ лабораторная работа ]
- Решение задач [ документ ]
Задача.doc
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИРОССИЙСКОЙ 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



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,



Диаметр внутренней резьбы: d1 =


Задача №4
Рассчитать клиноременную передачу. Мощность на ведущем валу

угловая скорость ведущего шкива



частота вращения ведущего (меньшего) шкива



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

Диаметр большего шкивапо формуле (7.3)

Принимаем

Уточняем передаточные отношение

Межосевое расстояниеследует принять в интервале
мм

Где

Принимаем предварительно близкое значение

Расчётная длина ремня по формуле (7.7)

Ближайшее значение по стандарту (см. табл. 7.7) L=1700 мм
Уточненное значение межосевого расстоянияс 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 обхватакоэффициент
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


принимаем z=4
Натяжение ветви клинового ремня по формуле (7.30)

где скорость V=




Давление на валы по формуле (7.31)

Ширина шкивов(по табл. 7.12)

Долговечность ремня

где





Задача № 5
Рассчитать зубчатые передачи редуктора привода ленточного транспортера.


Кинематический расчёт
Общие передаточное число редуктора

Передаточное число I ступени


Угловые скорости валов:






Крутящие моменты на валах



Расчёт цилиндрической прямозубой передачи 1-й ступени
Исходные данные
Крутящий момент на валу колеса Т=504*

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:




В качестве расчётного принимаем

Ψba=0,25 b и коэффициент Khβ=1,15
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости по ф. (3.7)

где

Принимаем по ГОСТ 2185-66 ближайшее значение межосевого расстояния

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

Принимаем


Фактическое передаточное число

Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные
шестерни:

колёса:

проверка:

Диаметры вершин зубьёв


Диаметры впадин зубьев


Ширина колеса


Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружающая скорость колёс

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

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 при


По табл. 3.4 для прямозубых колёс коэффициент

По табл. 3.6 для прямозубых колёс при скорости < 5


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


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


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



Допускаемые напряжения:
для шестерни

для колеса

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

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 [


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

Где

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


Фактическое передаточное число u=

Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные:
шестерни:

колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьёв


Диаметры впадин зубьев


Ширина колеса


Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колёс

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

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 при


По табл. 3.4 для прямозубых колёс коэффициент

По табл. Для прямозубых колёс при скорости 25


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



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

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*

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

Из предыдущих расчётов имеем


Реакции опор:
в плоскости xz: ∑






∑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

Материал вала – сталь 45 нормализованная;

Пределы выносливости

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)

В которой радиальная нагрузка




Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн. об. [формула (9.1)]

Расчётная долговечность, ч

Что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Литература к задачам: №3 Гузенков П. П. «Детали машин».
№ 4,5, 6 С. А. Чернавский/ Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988г.
Скачать файл (1067.6 kb.)