Контрольной работы №3.

Задача №1.

Последовательность решения задачи:

1. Определить вращающий момент на валу шестерни: Т₁=10³ Р₁/ω ₁, 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 σ _FО1=1, 8НВ_1ср;

для материала колеса σ _FО2=1, 8НВ_2ср.

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 К_FLпри длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов N_∑ =N_FO=4 10⁶ принять К_FL=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 Y_F1 и колеса Y_F2 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 ψ _bd 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 d_a1 и d_a2;

межосевое расстояние а_ω;

ширину венца колеса b₂=ψ _bdd и

ширину венца шестерни b₁=b₂+(2…5) мм

9. Определить окружную скорость зубчатых колес υ =ω ₁d₁/2 м/с и назначить степень точности изготовления зубьев по табл.17

10. Определить окружную силу колес F_t=2T₁/d_1, Н

11. Принять коэффициент динамической нагрузки K_Fυ =1 при известной степени точности зубьев при υ 5 м/с

12. Проверить зубья на усталость при изгибе

шестерни σ _F1=Y_F1K_Fβ K_Fυ /(b₂m)

колеса σ _F2=σ F₁Y_F2/Y_F1

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

Задача №2.

Последовательность решения задачи:

1. Определить передаточное число u=ω ₁/ω ₂

2. Определить диаметр малого шкива: d₁=(0.052…0.061) где Р1– в кВт, d₁ – в м или по формуле d₁=(115…135) где Р1– в кВт, n₁ – в об/мин, d₁ – в м

Выбранное значение d₁ уточняем по стандарту.

d(мм): 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800…4000.

3. Определить скорость υ, м/с, ремня и сравнить с допускаемой (υ < 30м/с) υ =ω ₁d₁/2

4. Определить диаметр большого шкива d₂ без учета скольжения ремня (ε =0) d₂ d₁u и принять его значение по стандарту(см п.2).Уточнить передаточное число u^/=d₂/d₁. Допускается отклонение

5. Принять межосевое расстояние передачи а=2(d₁+d₂) и определить расчетную длину ремня l

L 2a+0.5π (d₁+d₂)+0.25(d₂-d₁)²/a

6. Проверить долговечность ремня по числу пробегов в секунду U=u/l =5с^-1. Если это условие не выполняется, то надо увеличить l и уточнить межосевое расстояние.

7. Определить угол обхвата ремнем малого шкива α ₁=180⁰-57(d₂-d₁)/a 150⁰.

8. Определить ориентировочно толщину ремня δ из выражения δ /D 1/40 и по табл.18 с учетом примечания выбрать число прокладок с резиновыми прослойками и окончательно принять значение δ.

9. Вычислить приведенную удельную окружную силу в ремне (критическое полезное напряжение) k₀ или по табл.19

10. Определить поправочные коэффициенты: Сα (по табл.20) Сυ =1, 004…0, 0004υ ², С_р (по табл.21) и С_θ =1; 0, 9; 0, 8 при θ соответвенно равных 0…60⁰, 60⁰…80⁰, 80⁰..90⁰.

11. определить допускаемую удельную окружную силу (допускаемое полезное напряжение) - в МПа

12. Определить окружную силу передачи F_t=P₁/υ, Н

13. Определить ширину ремня и принять ее значение по стандарту по табл18

14. Определить силу предварительного натяжения ремня при выбранном значении σ ₀ (см табл. к п.9) F₀=Aσ ₀, где А=δ b – площадь сечения ремня, м², или в мм², σ ₀ – в Па или МПа, F₀ – в Н.

15. Определить силу F_B, Н, действующую на вал от натяжения ветвей ремня .

Задача №3. Последовательность решения задачи:

1. Определить опорные реакции в вертикальной плоскости (yOx) R_1В и R_2В, от силы F₁=0.364Ft и в горизонтальной плоскости (xOz) R_1r и R_2r от силы F_t: R_1B=R_2B=F_r/2 и R_1r=R_2r=F_t/2

2. Определить результирующие (сумарные) радиальные реакции подшипников. Виду симметричного расположения нагрузок F_t и F_r относительно опор

3. Ввиду отсутствия осевой силы F_а выбираются шарикоподшипники радиальные однорядные (F_a=0)

4. По заданному диаметру цапфы вала d принять шарикоподшипник легкой серии с указанием его условного обозначения и выписать из табл.ГОСТа его динамическую грузоподъемность С.

5. По условию задачи принять расчетные коэффициенты: К_и=1 (вращается внутреннее кольцо); К_т=1 (t< 100⁰); К_б=1 при спокойной нагрузке без толчков, К_б=1, 3…1, 5 с умеренными толчками, при ударной нагрузке К_б=2…3.

6. Определить эквивалентную нагрузку для радиального шарикоподшипника R_E=R_rK_HK_σ K_T

7. Определить расчетную долговечность подшипников L_k=(10⁶/60n)(C/R_E)³, где L_к – в ч, n – в об/мин.

Полученное значение L_k должно быть больше требуемого в противном случае необходимо принять подшипник средней серии и повторить расчет.

Задача №4. Последовательность решения задачи:

1.По табл.22 для заданного материала болта определить предел текучести σ _Т и марку стали.

2. Для болтов из углеродистой стали без начальной затяжки определить допускаемое напряжение растяжения по формуле =0, 6σ _т. Допускаемое напряжение определить по формуле

3. Определить осевую нагрузку F_расч, растягивающую болт: F_расч=2F sina/z.

4. Определить из условия прочности на растяжение расчетный диаметр резьбы болта:

5. Принять диаметр резьбы d и шаг резьбы р (по табл. 23) и по условию, что d d_p+0.94 p. Тогда расчетный диаметр резьбы будет равен d_p=d-0.94 p.

6. Найти площадь смятия балки под шайбой болта из условия прочности дерева на смятие: , где А_см – площадь смятия в м² (перевести в мм²); - допускаемое напряжение смятия, принять для дерева 6МПа (6 10⁶Па)

7. Из формулы площади шайбы определит наружный диаметр шайбы. Так как , то , где d₀=d+1 – внутренний диаметр шайбы, мм.

Таблица .13 Механические характеристики сталей.

Таблица 14 Пределы выносливости зубьев по излому

Таблица 15 Коэффициенты формы зуба в зависимости от числа зубьев

z или z0										80
YF	4, 28	4, 09	4, 0	3, 92	3, 80	3, 75	3, 70	3, 65	3, 62	3, 6	3, 6

Таблица 16 Расчетные коэффициенты при различном расположении шестерни относительно опор; и неравномерности нагрузки на шарикоподшипниках

	Н НВ 350	Н> НВ 350	КFβ
Симметричное	0, 8.. 1, 4	0, 4…0, 9	1, 05…1, 13
Несимметричное	0, 6..1, 2	0, 3…0, 6	1, 02…1, 14
консольное	0, 3…0, 4	0, 2…0, 25	1, 02…1, 1

Таблица 17 Окружную скорость зубчатых колес и степень точности изготовления зубьев

Таблица 18. Характеристики плоских ремней

Таблица 19 Приведенная удельная окружная сила в ремне (критическое полезное напряжение)

d1, мм		80 90		112 125		160 180
k0, МПа	1, 70	1, 81 1, 92	1, 70	1, 81 2, 00	1, 70	1, 92 2, 11

Таблица 20 Поправочные коэффициенты

Таблица 21 Поправочные коэффициенты

Таблица .22. Предел прочности и текучести некоторых марок стали

Таблица 23. Резьба метрическая (размеры в мм)