Расчетно-графическая работа 7

Тема: Сложное сопротивление проектный расчет вала по гипотезе касательных напряжений

Задача 1

Цель работы: Для стального вала круглого поперечного сечения:

а) построить эпюры изгибающих и крутящих моментов М_х и M_z;

б) определить наибольшее значение эквивалентного момента по гипотезе наибольших касательных напряжений;

в) определить диаметр вала в опасном сечении.

Вариант_____

Рисунок 7.1-Схема вала

Решение:

1 Составим расчетную схему вала: приведем силы на ось вала, в точку С, присоединив пару сил с моментом М. Заменяем действие опор реакциями связей.

2 Определяем вращающий момент, (Н∙м):

_________________________________________________

3 Определяем силы в зацеплении

3.1 Окружная сила

3.2 Радиальная сила

4 Разбиваем нагрузку по плоскостям действия и определяем реакции опор вала.

Вертикальные силы:

Решаем уравнения и выполняем проверку определения опорных реакций: .

________________________________________________________________

Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

________________________________________________________________

Горизонтальные силы:

Решаем уравнения и выполняем проверку определения опорных реакций: .

________________________________________________________________

Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

________________________________________________________________

_____________________________________________________________

5 Определяем крутящий момент М _z и строим эпюры крутящего момента.

М _z =ΣМ _i =

6 Определяем результирующий изгибающий момент

7 Определяем наибольший эквивалентный момент

М_экв _III

8 Определяем диаметр вала из условия прочности

;

Ответ: Диаметр вала в опасном сечении d = мм.

Расчетно-графическая работа 7

Тема: Кинематический расчет привода

Задача

Цель работы: Для заданного привода:

а) подобрать двигатель;

б) определить передаточное отношение передач;

в) определить скорости и моменты на валах.

Вариант_____

Рисунок 7 - Схема привода

Решение:

1 Определяем КПД привода, используя справочные данные

где η₁, η₂, η_пп- КПД отдельных элементов передач и других звеньев привода;

- число пар подшипников;

η₁= ;

η₂= ;

η_пп=0,99 – КПД пары подшипников.

η=

2 Определяем требуемую мощность двигателя, кВт:

3 Передаточное отношение привода:

- передаточные отношения отдельных передач;

4 Частота вращения быстроходного вала

5 Выбор электродвигателя

Р_тр= кВт Двигатель

n_б= мин^-1 марка ______________________

Р = кВт

n_дв= мин^-1

6 Уточнённый кинематический расчёт привода

6.1 Уточнённое передаточное отношение привода

6.2 Разбивка передаточного отношения привода

для редуктора принимаем 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3 (стандартный ряд);

смотри схему

передаточное отношение открытой передачи

смотри схему

7 Частота вращения валов

8 Моменты на валах

,(Н∙м)

где Р - Вт, n - мин^-1

Ответ: ________________________________________________________

Расчетно-графическая работа 8

Тема: Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости

Задача 8.1

Цель работы: Рассчитать размеры зубчатой передачи, а именно:

а) выбрать твердость, термообработку и материал зубчатых передач;

б) определить допускаемые контактные напряжения;

в) определение геометрических параметров передачи

Вариант_____

Рисунок 8 - Схема зубчатой передачи

Решение:

1 Проектный расчет зубчатой передачи, расчет по формуле

𝑎_𝜔 - прямозубый редуктора

1.1 Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса

Выбираем материал зубчатой пары колес:

Шестерня	Колесо
Сталь _____________ Термическая обработка ____________________ Твердость_____________	Сталь ______________ Термическая обработка ____________________ Твердость_____________

Допускаемое контактное напряжение, Н/мм²

[ σ ]_н= σ_н _limb · K _Н _L /[ n ]_н,

где σ_н _limb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, Н/мм²;

K _Н _L – коэффициент долговечности;

[ n ]_н - коэффициент безопасности;

K _Н _L = 1

σ_н _limb =

Допускаемое напряжение шестерни и колеса,

[ σ ]_н=

1.2 Принимаем коэффициент ширины колеса

Ψ _ba =

1.3 Определяем коэффициент нагрузки

K_H = K_Hα· K_Hβ· K_Hυ ,

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K_Hβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

K_Hυ – динамический коэффициент, ГОСТ 1643-72

В учебном расчете принимаем K_H =1

Межосевое расстояние

𝑎_𝜔 =

Принимаем межосевое расстояние в соответствии с ГОСТ 2185-66

𝑎_𝜔 = мм

1.4 Определяем нормальный модуль зацепления

m_n = (0,01÷ 0,02) ∙ 𝑎_𝜔,мм

m_n =

Принимаем модуль m_n = мм ГОСТ 9653-60

1.5 Определяем суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Z ₂ = Z _∑ – Z ₁ =

Уточняем передаточное число

u ^׳ = Z ₂ Z ₁ =

1.6 Определяем размеры колес, мм ГОСТ 13733-77

d_a = d + 2·m_n

d_f = d - 2,5 m_n

b ₂ = Ψ _ba · 𝑎_𝜔

b ₁ = b ₂ + (3 ÷ 5)

Таблица 1 – Размеры зубчатых колес

Шестерня	Колесо
Z ₁ = d ₁ = d_f ₁ = d_a ₁ = b₁ =	Z ₂ = d ₂ = d_f ₂ = d_a ₂ = b₂ =

1.7 Уточняем межосевое расстояние,мм

2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость

, - прямозубая передача

где M ₂ = Н∙мм;

а_ω = мм;

u =

b ₂ = мм.

Окружная скорость колес υ, м/с

где d ₁ = мм - делительный диаметр шестерни;

n ₁ = об/мин - частота вращения ведущий вал редуктора;

Определяем контактное напряжение, Н/мм²

Процент недогрузки (перегрузки)