Студопедия  
Главная страница | Контакты | Случайная страница

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

I. Организация класса.

Читайте также:
  1. I. Организация класса
  2. I. Организация начала урока
  3. II. Организация деятельности Школы Права
  4. II. ОРГАНИЗАЦИЯ УЧЕБНОЙ ПРАКТИКИ.
  5. III. Организация и порядок прохождения практики
  6. III. Организация и проведение натуральных обследований структуры и интенсивности автотранспортных потоков на основных автомагистралях
  7. III. Организация информирования поступающих
  8. III. Организация практик
  9. III. Организация проведения практики

По дисциплине «Механика»

 

Отметка о зачёте _____________________________ _______________

(дата)

Руководитель _______________ ____________ _______________

(должность) (подпись) (и., о., фамилия)

 

Архангельск

 

Лист для замечаний

 


 

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

1 Электрохимия. Кинетика химических процессов.

1.1 Задача № 1 4

1.2 Задача № 2 8

1.3 Задача № 3 10

1.4 Задача № 4 12

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 14

 

 

1 ДЕТАЛИ МАШИН

 

1.1 Задача № 12

Рассчитать диаметры болтов фланцевой муфты (рисунок 1). Исходные данные приведены в таблице 1. Материал болтов – сталь 45. Принять коэффициент трения между полумуфтами 0,2. Задачу решить для двух исполнений: болты установлены в отверстиях без зазора и с зазором. Допускаемое нормальное напряжение для материала болтов = 100 МПа (Н/ ); допускаемое касательное напряжение для материала болтов = 50 МПа (Н/ ).

Таблица 1 – Исходные данные

Показатель P, кВт рад/с D, мм z
Значение

 

Рисунок 1 – Эскиз муфты фланцевой к задаче № 12

 

Решение:

1) Определяю передаваемое муфтой усилие по окружности диаметра D из формулы:

, (1)

где – передаваемая мощность, кВт; – скорость валов, рад/с;

, (2)

где T = , Н ∙ мм − крутящий момент в резьбе, создаваемый силой при ввинчивании болта, отсюда

; (3)

= = 0,008кН.

2) Определяю необходимый наружный диаметр болтов , установленных без зазора и работающих на срез, из формулы:

, (4)

где – расчётное касательное напряжение в поперечном сечении болта, Н/ ;

z – число болтов;

; (5)

= 0,00005096м= 0,007мм.

3) Определяю диаметр болтов, установленных с зазором. Муфта передаёт крутящий момент с помощью сил трения между полумуфтами. Необходимые силы трения создаются посредством монтажной затяжки болтов.

 

Суммарное усилие болтов для стягивания полумуфты определяю по формуле:

; (6)

0,04 кН.

Болты выдержат это напряжение при условии

= , (7)

где 1,3 – коэффициент, учитывающий скручивание болта при его затяжке;

– внутренний диаметр резьбы, мм; - расчётное нормальное напряжение

в поперечном сечении болта; Н/ .

Из условия прочности (7) определяю внутренний диаметр болта :

= ; (8)

= 0,0129м = 12,9мм.

По внутреннему диаметру нахожу номинальный диаметр резьбы в таблице Б.1 приложения Б.

Вычисленному значению = 12,9 мм соответствует резьба М16(с крупным шагом), внутренний диаметр которой равен 13,546мм и болт с шестигранной головкой М16x80 (рисунок 2), ГОСТ 7798 – 70, .

 
Размеры, мм
d s H D l
13,546 26,5 25-300 38,44

 

Рисунок 2 – Болт с шестигранной головкой (ГОСТ 7798 – 70)

 

1.2 Задача № 13

 

Рассчитать передачу с плоским резинотканевым ремнём (рисунок 3). Исходные данные приведены в таблице 2.

 

Рисунок 3 – Схема плоскоременной передачи

Таблица 2 – Исходные данные

Показатель Значение
кВт 4,0
рад/с
рад/с

Решение:

1) Определяю передаточное число ременной передачи:

u = , (9)

где − угловая скорость ведущего шкива, рад/с; − угловая скорость ведомого шкива, рад/с;

 

u = = 4

2) Вычисляю диаметр ведущего шкива по эмпирической формуле:

= (520…610) ∙ , (10)

где – передаваемая мощность, кВт;

= (520…610) ∙ = 178мм.

В соответствии с ГОСТ 17383 – 73 принимаю = 180 мм.

 

3) Определяю диаметр ведомого шкива :

= ∙ u ∙ (1 – ), (11)

где – коэффициент относительного скольжения, для резинотканевых ремней

= 0,01;

= 180 ∙ 4∙ (1 – 0,01) = 712,8мм.

В соответствии с ГОСТ 17383 – 73 принимаю = 710 мм.

 

4) Определяю скорость ремня , м/с:

= ; (12)

= 100 ∙ = 9м/с;

выбранный ремень по скорости подходит.

 

5) Определяю фактическое передаточное число при принятых стандартных значениях и :

= ; (13)

= = 3,9.

 

6) Задаю межосевое расстояние из условия и определяю расчётную длину ремня :

= 2( + ), (14)

= 2 + ( + ) + ; (15)

= 2 ∙ (180 +710) = 1780 мм;

= 2 ∙ 1780 + (180 +710) + = 4994 мм.

Принимаю длину ремня с учётом сшивки

= + (100…200) мм; (16)

= 4994+ 106 = 5100 мм.

 

7) Определяю угол обхвата ремнём ведущего шкива по формуле:

= 180 − 57 ; (17)

= 180 57 = 163 , что допустимо.

Загрузка...

8) Нахожу ориентировочную толщину ремня H из отношения

H ; (18)

H = = 4,5 мм; окончательно определяю по формуле

H = + + , мм, (19)

где z = (3…6) – число прокладок; = 1,2 мм − толщина тканевой прокладки с резиновой прослойкой; значения для толщины наружных прокладок принимаю равными: 2,0 мм и = 2,0 мм (рисунок 4);

H = 3 ∙ 1,2 + 2,0 +2,0 = 7,6 мм.

9) Определяю окружную силу, Н:

; (20)

= = 444 Н.

 

10) Определяю ширину ремня:

b , (21)

где – допускаемое полезное напряжение; для резинотканевых ремней

= 2,25 МПа при отношении = 40;

- коэффициент, учитывающий угол обхвата ведущего шкива ремнём; для угла 163 = 0,94;

– скоростной коэффициент; = 1,04 – 0,0004 ∙ = 1,04 − 0,0004 ∙ = 1,01;

− коэффициент, учитывающий угол наклона передачи;

принимаю = 0,9 при = 60 …80;

= = 30,81 мм.

По ГОСТ 23831–79 ширина ремня = 40мм.

11) Проверяю выбранный ремень на долговечность по формуле:

= , (22)

где − действительная частота пробегов ремня, ; = 5 – допускаемая частота пробегов ремня;

= = 1,8 , что вполне допустимо.

 

Рисунок 4 − Основные геометрические размеры ремня

 

 

1.3 Задача № 14

 

Рассчитать открытую зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу: определить модуль; основные размеры цилиндрических прямозубых колёс; силы, действующие на валы; проверить рассчитанную передачу на прочность по напряжениям изгиба (рисунок 5).

Мощность на ведущем валу , угловая скорость ведомого вала , передаточное число u (передача нереверсивная, нагрузка постоянная). Исходные данные приведены в таблице 3.

 

 

Рисунок 5 – Схема открытой цилиндрической прямозубой передачи

 

Таблица 3 - Исходные данные

  Показатель , кВт   ад/с   u Материал шестерни Материал колеса   Термообработка
Значение     3,6 3,15 Сталь 35 ХM Сталь 40Х   Улучшение

 

 

Решение:

1) Определяю угловую скорость шестерни , если передаточное число u равно:

u = = = ; (23)

= u ∙ = 3,15 ∙3,6 = 11,3 рад/с.

 

2) Задаю число зубьев шестерни (из рекомендованного количества

= 17…24):

= 20

и определяю число зубьев колеса из выражения (23):

= u ∙ = 3,15 ∙ 20 = 63.

 

3) Определяю вращающий момент на валу шестерни, Н ∙ м:

= ; (24)

= = 707 Н ∙ м.

 

4) Принимаю твёрдость (HB) материалов зубчатых колёс согласно заданной марке стали, :

для шестерни = 255 и для колеса = 235.

 

5) Рассчитываю допускаемые напряжения изгиба зубьев

шестерни и колеса, МПа:

= , = , (25)

где , – пределы выносливости зубьев при изгибном нагружении для шестерни и колеса соответственно, МПа; при термообработке нормализация = 1,75 , = 1,75 ; = (1,4…1,7) – коэффициент безопасности; – коэффициент долговечности; для длительно работающих передач = = 1;

= ∙ 1 = 297,5 МПа;

= 1 = 274,2 МПа.

 

6) Нахожу коэффициенты формы зубьев и в зависимости от числа зубьев и по таблице 15:

= 4,07;

= 3,62.

 

7) Провожу сравнительную оценку прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб по отношениям:

и ; (26)

менее прочным является то зубчатое колесо пары, у которого это отношение больше.

= 0,013681 = 0,013202,

следовательно, менее прочным является зубчатое колесо шестерни; все дальнейшие расчёты ведутся по менее прочному зубчатому колесу.

 

8) Определяю модуль зацепления по напряжениям изгиба, мм:

= 1,4 ∙ , (27)

= 1 − коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; – коэффициент зубчатого венца колёс; = 0,8 (симметричное расположение колёс относительно опор вала);

= 1,4 ∙ =4,4 мм.

По ГОСТ 9563−60 принимаю стандартное значение m = 4,0 мм.

 

9) Определяю основные геометрические размеры передачи, мм:

- диаметры делительные

= ; = m ∙ ; (28)

= 4 ∙ 20 = 80 мм;

= 4 ∙ 63 = 252 мм;

- диаметры вершин зубьев:

= + 2m; = + 2m; (29)

=80 + 2 ∙ 4 = 88 мм;

= 252 + 2 ∙ 4 = 260 мм;

- диаметры впадин зубьев

= − 2,5m; = - 2,5m; (30)

= 80– 2,5 ∙ 4 = 70 мм;

= 252 – 2,5 ∙ 4 = 242 мм;

- ширина венцов

= ; = + (2…5); (31)

= 0,8 ∙ 80 = 64 мм;

= 64 + 3 = 67 мм;

- межосевое расстояние:

= ; (32)

= = 166 мм.

 

10) Определяю силы в зацеплении, Н (рисунок 6):

- окружные:

= = ; (33)

= = 17675 Н;

- радиальные:

= = , (34)

где = 20

= 17675 ∙ tg 20 = 6433 Н.

 

 

Рисунок 6 – Схема сил в зацеплении передачи

 

11) Проверяю рассчитанную передачу по направлениям изгиба, МПа:

 

= , (35)

 

где − коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых колёс = 1; – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости.

Степень точности назначается в зависимости от окружной скорости :

= , м/с, (36)

где − угловая скорость, рад/с; – диаметр делительный, м;

11,3 = 0,5 м/с,

тогда = 1,06 при степени точности, равной 6 (таблица 16).

Следовательно,

= = 297,9 МПа;

12) Расчётное напряжение изгиба меньше допускаемого на 29,0 МПа, следовательно, перегрузка передачи на %, что недопустимо.

Уменьшаю ширину венца колеса до 41 мм, тогда

= = 298,5 МПа.

Расчётное напряжение изгиба больше допускаемого на 1,0 МПа, что составляет % перегрузки передачи.

 

1.4 Задача № 15

 

По условию предыдущей задачи рассчитать ведущий вал на выносливость, рассмотрев его как балку на двух опорах, размещённых посередине подшипников, а также подобрать подшипники для вала. Материал вала – сталь 45, допускаемое напряжение = 60 МПа. Расстояние между опорами l принять:

l = + (80…100) мм = 64 + 80 = 144 мм.

 

Решение:

Строю расчётную схему нагружения вала (рисунок 7), используя схему сил в зацеплении (рисунок 6).

1) Определяю опорные реакции и изгибающие моменты от окружной силы , которая действует в вертикальной плоскости вдоль оси x.

Для нахождения реакций в опорах составляю уравнения равновесия:

= = 0;

= l + = 0;

= = = 9687,5 Н;

= = = 9687,5 Н;

= −9687,5 – 9687,5 + 19375 = 0.

Строю эпюру поперечных сил и изгибающих моментов (рисунок 7) и нахожу максимальный изгибающий момент = :

= − 9687,5 ∙ = − 697500 Н ∙ мм;

 

 

Рисунок 7 − Схема нагружения вала и эпюры изгибающих моментов,

крутящего момента и эквивалентного момента

2) Определяю опорные реакции и изгибающие моменты от радиальной силы , которая действует в горизонтальной плоскости вдоль оси y:

= − l + ;

= l ;

= = = 3526 Н;

= = = 3526 Н;

= + = 3526 + 3526 – 7052 = 0.

Строю эпюру изгибающих моментов (рисунок 7), нахожу максимальный изгибающий момент:

= = 3526 ∙ = 253872 Н ∙ мм.

3) Нахожу суммарный изгибающий момент в опасном сечении, Н ∙ мм:

= = = 74226 Н ∙ мм.

4) Строю эпюру крутящих моментов T, Н ∙ мм (рисунок 7).

5) Определяю эквивалентный момент в опасном сечении, Н ∙ мм:

= = = 742266 Н ∙ мм.

6) Определяю диаметр вала в опасном сечении, мм:

= ; (37)

= = 49,8 мм;

принимаю диаметр вала d = 50 мм.

Диаметр участков вала под подшипники (цапф), (мм) принимаю:

= d – (5…10) = 50 – 5 = 45 мм; принимаю = 45 мм.

7) Выбираю радиальный однорядный шариковый подшипник лёгкой серии № 207 по ГОСТ 8338 – 75, , для которого динамическая грузоподъёмность С = 25 500 Н.

Размеры подшипника:

- внутренний диаметр d = 45 мм;

- наружный диаметр D = 100 мм;

- ширина B = 25 мм;

- монтажная высота подшипника r = 2,5 мм.

 

8) Проверяю выбранный подшипник по динамической грузоподъёмности на долговечность в часах:

= , (38)

где C – динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; n – частота вращения кольца подшипника, ,

= = = 135,7 ;

P – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; для шарикового радиального подшипника при отсутствии осевой нагрузки

P = V ∙ ,

где - максимальная суммарная реакция в опоре, Н;

в данном случае

;

p – показатель степени, для шарикоподшипников p = 3;

- коэффициент безопасности; для зубчатых передач = 1,2…1,5;

- температурный коэффициент; при t 100 = 1;

V – коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца V = 1.

= = 20618,5 Н;

P = 1 ∙ 20618,5 ∙ 1,2 ∙ 1 = 24742,2 Н;

= = 1186,8 ч.

9) Сравниваю расчётную долговечность выбранного подшипника с требуемой, = 10 000 ч:

.

Таким образом, выбранный подшипник удовлетворяет предъявляемым к нему требованиям.

 

 


 

 

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

 

1 Кабакова М.Ю. Механика: метод. указания к выполнению контрольных работ для студентов заочного факультета / М.Ю. Кабакова, Н.Н. Костылева. – Архангельск: АГТУ, 2010. – 74 с.

2 Гузенков П.Г. Детали машин: учеб. пособие для студентов втузов. – 3-изд., перераб. и доп. – М.: Высш. школа, 1982. – 351 с., ил.

 

 

I. Организация класса.


Дата добавления: 2014-11-24; просмотров: 16 | Нарушение авторских прав




lektsii.net - Лекции.Нет - 2014-2018 год. (0.075 сек.) Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав