Техническая механика. Примеры выполнения заданий

Решение задач
Лекции и конспекты
Решение задач по физике
Техническая механика
Математика
Аналитическая геометрия
Дифференциальное исчисление
Интегральное исчисление

Выполнение
графических работ

Черчение
Мастерская по рисунку
Сборочные чертежи
Начертательная геометрия
Электротехника
Производственная практика
Основы полупроводниковой
электроники
Расчет электрических цепей
 

МЕТОДИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ К ВЫПОЛНЕНИЮ КОНТРОЛЬНОЙ РАБОТЫ №3.

Определить диаметр малого шкива

Определить опорные реакции в вертикальной плоскости

При изучении темы «Детали машин» необходимо ознакомиться с принципиальными основами расчета деталей машин на прочность, жесткость, устойчивость, износостойкость и теплостойкость.

Определим числа зубьев шестерни и колеса

Предварительный расчет валов редуктора Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Проверка долговечности подшипника

Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189—75

Тепловой расчет редуктора

Задача №1.

Последовательность решения задачи:

1. Определить вращающий момент на валу шестерни: Т1=103 Р1/ω1, где Р1 – в кВт, Т1- в Нм

2. Определить число зубьев колеса z2, предварительно задаться числом зубьев шестерни в пределах z1=18…22.

3. По табл. 13 для заданной марки стали шестерни и колеса выбрать значения механических характеристик НВ1, НВ2, σ b1, σ b2, σ Т1, σ Т2.

 4. Определить допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни , :

Определить пределы выносливости зубьев по излому при твердости зубьев НВ<350 (см табл.14):

 для материала шестерни σFО1=1,8НВ1ср;

 для материала колеса σFО2=1,8НВ2ср.

Требуемый коэффициент безопасности  принять в пределах 1,7 – 2,3; для зубчатых колес из поковок и штамповок 1,75 и литых заготовок 2,3.

Коэффициент долговечности КFLпри длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов N∑=NFO=4 106 принять КFL=1.

Определить допускаемые напряжения изгиба при одностороннем нагружении зубьев:

Для материала шестерни ; для материала колеса

5. В зависимости от числа зубьев z1 и z2 выбрать коэффициенты формы зуба шестерни YF1 и колеса YF2 по табл.15:

Произвести сравнительную оценку прочности зубьев на усталость при изгибе по отношениям  и

Дальнейший расчет передачи выполнить по тому из колес пары, у которого меньше это отношение (зубья менее прочны).

6. Принять расчетные коэффициенты:

а) ширины венца колеса ψbd для консольного расположения шестерни относительно опор при НВ2<350; и неравномерности нагрузки при консольном расположении вала шестерни на шарикоподшипниках по табл. 16:

7.Определить окружной модуль зубьев из условия усталости на изгиб:

Полученную величину m выразить в миллиметрах и округлить до ближайшего большего значения из ряда: 0,5…1,5; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0;5,0; 6,0; 8,0;10,0…100.

8. Определить геометрические размеры передачи:

 диаметры делительных окружностей d1 иd2;

  диаметры окружностей вершин зубьев da1 и da2 ;

 межосевое расстояние аω;

  ширину венца колеса b2=ψbdd и

 ширину венца шестерни b1=b2+(2…5) мм

9. Определить окружную скорость зубчатых колес υ=ω1d1/2 м/с и назначить степень точности изготовления зубьев по табл.17

10. Определить окружную силу колес Ft=2T1/d1, Н

11. Принять коэффициент динамической нагрузки KFυ=1 при известной степени точности зубьев при υ5 м/с

12. Проверить зубья на усталость при изгибе

шестерни σF1=YF1KFβKFυ/(b2m)

колеса σF2=σF1YF2/YF1

Допускается нагрузка зубчатой передачи до5%, а недогрузка – до10%. В противном случае необходимо изменить значение b2 или даже ь и повторить проверочный расчет.

На главную