По выполнению контрольной работы № 2
Данный раздел курса технической механики - завершающий. Требует от студентов достаточно свободного владения как методами теоретической механики и сопротивления материалов, так и знаниями и навыками, полученными при изучении инженерной графики, а также сведениями из курса материаловедения. При изучении деталей механизмов и машин важнейшую роль играют рисунки и чертежи, приводимые в учебной литературе; их следует изучать весьма внимательно. Изучение механизмов и их деталей следует вести в единой последовательности:
1.
назначение, устройство, принцип работы;
2.
оценка достоинства и недостатков, область применения;
3.
краткие сведения о материалах;
4.
основные расчетные параметры, геометрические и кинематические соотношения;
5.
расчет на прочность, износостойкость и др. (если таковой предусмотрен учебной программой).
Задачи №№ 1-10
К решению этих задач следует приступить после изучения темы "Соединение деталей" и разбора примера.
^ Пример 12 (рис. 23)
Соединение деталей 1и 2 нагружено силой F=70 кН и осуществлено через накладку 2. Накладка приварена к детали 1 фланговыми швами, а к детали 3 - шарнирным соединением с помощью пальца. Определить длину lф каждого сварного шва и диаметр пальца d. Для материала пальца принять [τ] ср = 80 H/мм 2, для материала сварного шва [τ]' ср =100 H/мм 2. Расчет шарнирного соединения на смятие производить не требуется, так как принято пониженное значение [τ] ср.
|
|
|
Рис. 23
^ Решение
1. Из условия прочности угловых сварных швов при срезе определяем длину lф каждого шва, учтя, что в нашем случае суммарная длина швов l = 2· lф ,и приняв катет шва k=5 мм:
2. Из условия прочности пальца при срезе определяем его диаметр d:
где n — число плоскостей среза пальца. В нашем случае n=1.
отсюда d=33,4 мм. Принимаем d=34 мм.
Задачи №№ 11-20
К решению этих задач следует приступить после повторения относящегося к вращательному движению материала разделов "Кинематика" и "Динамика", изучения темы 5.3 "Передачи вращательного движения", уяснения приведенных ниже методических указаний и разбора примера 13.
В предлагаемых задачах требуется определить кинематические (ω) и силовые (Р, М) параметры для всех валов многоступенчатой передачи привода. Приступая к решению задачи, следует ознакомиться с ГОСТами на условные обозначения элементов и с правилами выполнения кинематических схем. Валы и звенья нумеруются по направлению силового потока (направлению передачи движения) - от ведущего вала (вал двигателя) к ведомому валу. Индекс в обозначениях параметров валов ω, Р и М соответствует номеру вала, а в обозначениях d и z - номеру насаженного на вал звена (колеса, шкива, звездочки и т.п.). Параметры любого последующего вала определяют через заданные параметры ведущего вала при условии, что известны КПД и передаточные отношения отдельных передач привода. Напоминаем, что при последовательном соединении общее передаточное отношение равно произведению передаточных отношений отдельных передач, то же - для КПД.
|
|
|
Следует помнить, что для зубчатых передач передаточное число равно:
для червячных и цепных
и для ременных
где индекс 1 относится к ведущему, а индекс 2 - к ведомому звену передачи.
Приводим таблицу средних значений КПД некоторых передач (с учетом потерь в подшипниках):
Таблица 15
| Тип передачи | Закрытая | Открытая |
| Зубчатая цилиндрическая | 0,98 | 0,96 |
| Зубчатая коническая | 0,97 | 0,95 |
| Червячная | 0,8 | - |
| Цепная | - | 0,92 |
| клиноременная | - | 0,95 |
Пример 13 (рис. 24)
П 
ривод состоит из электродвигателя мощностью РДВ =11 кВт с частотой вращения вала пдв=1460 об/мин и многоступенчатой передачи. Требуется определить: а) общие КПД и передаточное число привода; б) мощности, вращающие моменты и угловые скорости для
|
|
|
всех валов.
Решение
Рис. 24
1. Кинематическая и конструктивная характеристики привода: передача двухступенчатая, понижающая (т.е. уменьшающая угловую скорость, так как в каждой ступени диаметр выходного звена больше, чем входного). Первая ступень - передача цепная, вторая - цилиндрическая косозубая Передача закрытая, т.е. в герметичном корпусе, понижающая называется редуктором. Для подсоединения к ведущему и ведомому валам редуктора предусмотрены упругие муфты.
2. КПД передач
косозубого редуктора: η ред = 0,98;
цепной передачи: η ц .п. = 0,92;
Общий КПД передачи
η0 = η ц .п. · η ред = 0,92 · 0,98 = 0,9.
3. Мощности на валах:
Р 1 = Р дв =11кВт
P2 = P1 · η ц .п. = 11·0,92 = 10,1кВт
P3 = P2 · η ред = 10,1·0,98 = 9,9 кВт
Мощность на третьем валу можно было определить и иначе:
P3 = P1 · η0 = 11·0,9 = 9,9кВт
Передаточные числа отдельных передач:
Передаточные отношения равны передаточным числам. Общее передаточное отношение передачи
и0 = и ред · и ц.п . = 4 · 3 = 12.
4. Угловые скорости валов:
Отсюда
отсюда
Угловую скорость третьего (выходного) вала можно было определить и иначе:
1. Вращающие моменты на валах:
В понижающих передачах понижение угловых скоростей валов сопровождается соответствующим повышением вращающих моментов. Мощности на валах снижаются незначительно вследствие потерь на трение в подшипниках и при взаимодействии звеньев.
|
|
|
Задачи №№ 21-30
К этим задачам следует приступить после изучения темы "Механизмы передачи вращательного движения", уяснения методических указаний к теме и разбора примеров 14, 15.
В предлагаемых задачах требуется выполнить геометрический расчет (определить основные геометрические размеры) зубчатой цилиндрической или червячной передачи. Этот расчет, как известно, базируется на заданном межосевом расстоянии а. При расчете студенты должны применять наименования и обозначения расчетных параметров только в соответствии с действующими ГОСТами.
Методика геометрического расчета зубчатых цилиндрических передач. Исходные данные: передаточное число и, межосевое расстояние а и относительная ширина колеса (коэффициент ширины венца колеса) ψ.
1. Выбираем модуль т по рекомендации:
m = (0,01,...,0,02) · a ω ,
принимая стандартное значение (мм) из ряда: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.
2. Определяем число зубьев шестерни z1 из формулы:
где β - угол наклона зуба.
Для прямозубых передач β =0, для косозубых передач β =8°...20°. г.;
Принимаем β =15° . . г
Получаем:
Полученное z1 округляем до ближайшего целого числа, но не менее 17.
3. Из формулы и = 
определяем число зубьев колеса z2,
округляя полученное значение до ближайшего целого числа. Уточняем значение передаточного числа и.
4 
. Уточняем угол наклона линии зуба
5. Определяем основные геометрические параметры зацепления:
а) шаг р = π • т;
б) высота головки зуба h a = m , высота ножки зуба h f =l,25-m.
6. Определяем основные геометрические размеры колес:
а) делительные диаметры
d a2 = d 2 + 2·h a;
в) диаметры впадин d f1= d1 - 2·h f и
d f2 = d2 - 2·h f ;
г) уточненное межосевое расстояние а ω = 
;
д) находим ширину зубчатого венца
b = а ω · ψ .
Пример 14
Исходные данные: передача цилиндрическая косозубая, а ω =100 мм, и=4, ψ=0,4.
Решение
1. т = (0,01...0,02) ·100 = 1...2 мм, принимаем т=2 мм.
2. Принимаем β=15°, cosβ=0,96593,
z1 = 
= 19,3, принимаем z1=19.
3.
z2 =19 · 4 = 76.
4.
Уточняем угол наклона линии зуба
Методика геометрического расчета червячных передач. Исходные данные: передаточное число и, межосевое расстояние а.
1. Число витков (заходов) червяка z1определяем в зависимости от u по рекомендации:
и...8...16 16...32 32...80
z1....4 2 1
2. Из формулы и = 
определяем число зубьев червячного колеса z2, округляя полученное значение до ближайшего целого числа. Уточняем значение передаточного
числа и.
3.
Выбираем коэффициент диаметра червяка q по рекомендации: q = 0,25 · z2, принимая стандартное значение из ряда 6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20.
4.
Определяем модуль m из формулы
Принимаем для модуля стандартное значение (мм) из ряда:
2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20.
5. Определяем основные геометрические параметры зацепления:
а) осевой шаг червяка и окружной шаг колеса р = π · т;
б) высота головки витка червяка и зуба колеса h a = т,
в) высота ножки витка червяка и зуба колеса
h f = 1,2 · т.
6. Определяем основные геометрические размеры червяка:
а) делительный диаметр d1 = m ·q ;
б) диаметр вершин витков d a1 = d1 + 2 · h a ;
в) диаметр впадин d f1 = d1 – 2 · h f-;
г) угол подъема линии витка tgγ = 
;
д) длина нарезанной части червяка
b1 = m · (11 + 0,06 · z2).
1. Определяем основные геометрические размеры червячного колеса:
а) делительный диаметр d 2 = m · z 2;
б) диаметр вершин зубьев d a2= d2 +2 · ha ;
в) диаметр впадин d f2 = d 2 - 2 · hf ;
г) наружный диаметр колеса d ae2 = 
;
д) ширина зубчатого венца колеса b 2 = 0,75 · d a1
2. Уточняем межосевое расстояние: a = 
.
В п. 5, 6, 7 и 8 вычисления следует вести с точностью до второго знака после запятой, за исключением размеров b1, b2 и dae2, которые округляют до ближайшего целого числа.
Пример 15 •
Исходные данные: аω=220 мм, u=30.
Решение
1.
z1=2.
2.
z2 =2 · 30 = 60.
3.
q = 0,25 · 60 = 15.
4. m = 
= 5,87 мм, принимаем m=6,3 мм.
5. р = 3,14 -6,3 = 19,78 мм; ha = 6,3 мм;
h f = 1,2 · 6,3 = 7,56 мм.
6. d1=6,3 ·15 = 94,5 мм;
d al =94,5 + 2 · 6,3 = 107,1 мм;
d f1 = 94,5 - 2 · 7,56 = 79,38 мм;
tgγ = 
= 0,133, отсюда γ = 7,58° ;
b1 = 6,3 · (11 + 0,06 · 60) = 91,98 мм,
принимаем b1= 92 мм .
7. d2 = 6,3 · 60 = 378 мм ;
d a2 = 378 + 2 · 6,3 = 390,6 мм;
d f2= 378 - 2 · 7,56 = 362,88 мм;
d ae2 = 
= 400,05 мм,
принимаем d ae2 =400 мм;
b 2 =0,75 ·107,1 = 80,3 мм,
принимаем b2 = 80 мм .
8. а ω = 
=236,25 мм.
Задачи №№31-40
К решению этих задач следует приступить после изучения темы "Направляющие вращательного движения".
Решение этих задач рекомендуется выполнять в такой последовательности:
1. Определяют радиальные реакции для каждой опоры
Тип подшипника выбирают исходя из условий работы, действующих нагрузок и намечаемой конструкции подшипникового узла.
2. По табл. 19, ориентируясь на легкую серию, по диаметру вала под подшипник подбирают номер подшипника и выписывают характеризующие его данные:
1. Для шариковых радиальных и шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта α<18° значения динамической С и статической Сог радиальных грузоподъемностей (табл. 19);
2. Для шарикового радиально-упорного с α ≥ 18° значения Сг и по табл. 19 и значение коэффициента е;
3. Для конического роликового значения Cr, e и У.
3.
Для шариковых радиально-упорных и роликовых конических подшипников определяют для обеих осевые составляющие Rs от радиальных сил Rr, а затем по формулам вычисляют расчетные осевые силы Ra. Задаются расчетными коэффициентами V, Кб и Кт в зависимости от условий работы.
4.
Для шариковых радиальных и шариковых радиальноупорных подшипников с углом контакта α <18° определяют отношение 
по ГОСТу (табл. 19), принимают значение коэффициента е. Сравнивают отношение 
с коэффициентом е и принимают значения коэффициентов X и Y:
а) если ≤ е, то для любого типа подшипника, кроме двухрядного, принимают Х=1, У=0;
б) если > е для подшипников шариковых радиальных и радиально-упорных, то значения коэффициентов X и Y принимают по табл. 19.
в) при 
>е для конических роликовых подшипников принимают коэффициент Х=0,4 (значение Y принято ранее в п. 2.3)
3.
Вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку.
4.
Определяют расчетную динамическую грузоподъемность подшипника Сг расч и оценивают пригодность намеченного подшипника по условию
C r расч ≤ C r .
Если расчетное значение C r расч больше значения базовой динамической грузоподъемности Сг для принятого подшипника, то переходят к более тяжелой серии или принимают другой тип подшипника (например, вместо шарикового - роликовый) и расчет повторяют. В отдельных случаях увеличивают диаметр цапфы вала с целью перехода на следующий типоразмер подшипника. В этом случае в конструкцию вала вносят изменения.
Если для обеих опор вала принимают подшипники одного типа и одного размера, то расчет и подбор подшипника ведут по наиболее нагруженной опоре. В этом случае уменьшается количество типоразмеров подшипников в конструкции.
^ Таблица 17 Сталь горячекатная, швеллеры с уклоном внутренних граней полок. Сортамент ГОСТ 8240-72(извлечение)
 Обозначения h - высота швеллера; b - ширина полки; s - толщина стенки; t - средняя толщина полки; I - момент инерции; zo - расстояние от оси у-у наружной грани стенки.
Таблица 19
Продолжение таблицы 19. Шарикоподшипники радиальные однорядные | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Обозначения: 
-≤ е; Х=1,0; У=0
|
Услов |
|
|
|
|
|
|
| ||||
| d | D | В | d | D | В | ||||||
|
| |||||||||||
| 204 | 20 | 47 | 14 | 9,81 | 6,18 | 211 | 55 | 100 | 21 | 33,3 | 25,0 |
| 205 | 25 | 52 | 15 | 10,8 | 6,95 | 212 | 60 | ПО | 22 | 40,3 | 30,9 |
| 206 | 30 | 62 | 16 | 15,0 | 10,00 | 213 | 65 | 120 | 23 | 44,0 | 34,0 |
| 207 | 35 | 72 | 17 | 19,7 | 10,00 | 214 | 70 | 125 | 24 | 47,9 | 37,4 |
| 208 | 40 | 80 | 18 | 25,1 | 17,80 | 215 | 75 | 130 | 25 | 50,9 | 41,1 |
| 209 | 45 | 85 | 19 | 25,2 | 17,80 | 216 | 80 | 140 | 26 | 55,9 | 44,5 |
| 210 | 50 | 90 | 20 | 27,0 | 19,70 | ||||||
|
| |||||||||||
| 304 | 20 | 52 | 15 | 12,3 | 7,79 | 311 | 55 | 120 | 29 | 54,9 | 41,8 |
| 305 | 25 | 62 | 17 | 17,3 | 11,40 | 312 | 60 | 130 | 31 | 62,9 | 48,8 |
| 306 | 30 | 72 | 19 | 21,6 | 14,80 | 3132 | 65 | 140 | 33 | 71,3 | 55,6 |
| 307 | 35 | 80 | 21 | 25,7 | 17,60 | 314 | 70 | 150 | 35 | 80,1 | 63,3 |
| 308 | 40 | 90 | 23 | 31,3 | 22,30 | 315 | 75 | 160 | .37 | 87,3 | 71,4 |
| 309 | 45 | 100 | 25 | 37,1 | 26,20 | 316 | 80 | 170 | 39 | 94,6 | 80,1 |
| 310 | 50 | 101 | 27 | 47,6 | 35,60 | ||||||
|
| |||||||||||
| 405 | 25 | 80 | 21 | 28,6 | 20,4 | 411 | 55 | 140 | 33 | 77,2 | 62,5 |
| 406 | 30 | 90 | 23 | 36,5 | 26,7 | 412 | 60 | 150 | 35 | 83,9 | 70,0 |
| 407 | 35 | 100 | 25 | 42,8 | 31,3 | 413 | 65 | 160 | 37 | 90,8 | 78,1 |
| 408 | 40 | ПО | 27 | 49,3 | 36,3 | 414 | 70 | 180 | 42 | 111,0 | 105,0 |
| 409 | 45 | 120 | 29 | 59,2 | 45,5 | 415 | 75 | 190 | 45 | 117,0 | 115,0 |
| 410 | 50 | 130 | 31 | 67,2 | 53,0 | 416 | 80 | 200 | 48 | 126,0 | 125,0 |
Дата добавления: 2019-01-14; просмотров: 216; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!