Детали машин и основы конструирования

Тип работы:
Контрольная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

«Детали машин и основы конструирования»

Задача 1

Задание: Рассчитать сварное соединение двух уголков с косынкой (рис. 1). На оба уголка действует растягивающая сила 2F=55 кН. Уголки по ГОСТ 8510–93, № уголка — 4/2,5. Материал — сталь СТ2, []=140 МПа. Сварка ручная, электроды — Э42А.

Рисунок 1. Элемент металлоконструкции

Анализ:

1) Задача на тему «Сварные соединения -> сварка плавлением -> виды сварных соединений и сварных швов. Расчет на прочность.

2) Соединение уголков и косынки внахлёст выполняются угловыми швами. Швы угловые фланговые и лобовой.

3) В угловых швах действует касательное напряжение, характер напряженного состояния — срез. Разрушаются по сечению, проходящему через биссектрису прямого угла поперечного сечения шва. Катет поперечного сечения шва принимаем равным толщине привариваемого листа.

4) На соединение действует только сила 2 °F, значит возникает напряжение среза от сдвигающей силы F.

5) Как видно из условия задачи нагрузка статическая, значит допускаемое напряжение в сварном шве задаём в долях от допускаемого напряжения растяжения основного металла соединяемых элементов в зависимости от способа сварки.

6) Данные швы сварены вручную металлическим электродом Э42А.

7) Материал свариваемых листов СТ2. Допускаемое напряжение растяжения

Решение:

1) Так как в условии задачи уже дано допускаемое напряжение растяжения для СТ2, то нет необходимости выбирать предел текучести для данной стали, а можно переходить к следующему действию.

2) По таблице допустимых напряжений для сварных швов при статическом напряжении находим допускаемое напряжение на срез для углового шва и ручной сварки электродом Э42А.

3) Определяем длины лобового и фланговых швов из формулы:

где: — расчетное напряжение среза в шве от действующей силы 2 °F, Па; - длина флангового шва, м; - длина лобового шва, м; - катет поперечного сечения шва, м.

;

;

Размер уголка, мм:

Проверим:

.

Ответ:

1) допускаемое напряжение на срез для углового шва

2) Длины швов для каждого из двух уголков:

·

·.

Задача 2

Задание: Подобрать по ГОСТу размеры поперечного сечения призматической шпонки и определить длину шпонки из условия на прочность (рис. 2), если передаваемый валом крутящий момент Т=40 Нм и диаметр вала d=400 мм.

Рисунок 2. Шпоночное крепление шестерни на валу

Решение:

Соответственно диаметру вала d=40 мм принимаем по ГОСТ 23 360–78 призматическую шпонку мм.

Определим длину шпонки.

По ГОСТ 23 360–78 глубина шпоночного паза вала мм.

,

где.

возьмем с двойным запасом прочности, т. е. Мпа.

Отсюда:

,

что соответствует одному из значений допустимого ряда длин шпонок.

Ответ:

Размеры требуемой шпонки в мм:

Задача 3

Задание: Определить диаметр шпильки станочного прихвата (рис. 3) по следующим данным: F=6 кН, a=120 мм, b=110 мм. Недостающими данными задаться.

Рисунок 3. Станочный прихват

Составим расчетную схему и определим необходимую силу затяжки

Рис.

.

Расчет шпильки на совместное растяжение и кручение ведут как расчет на простое растяжение, увеличив заданную силу затяжки в 1,3 раз.

Примем материал шпильки — сталь 30, затяжка неконтролирующая, =260 Мпа, коэффициент запаса [S] = 4. Допускаемое напряжение: [у] = = = 65 МПа

Диаметр внутренней резьбы:.

Ответ:.

Задача 4

Задание: Рассчитать косозубые цилиндрические колёса одноступенчатого редуктора и подобрать электродвигатель (рис. 4). Мощность и угловая скорость на выходном валу соответственно равны:, срок службы передачи 15 000 часов.

Рисунок 4. Одноступенчатый редуктор с косозубой передачей

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо, как в нашем случае, по заданной мощности и числу оборотов на выходном валу. Осуществим выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

1. Выбор электродвигателя

Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходном валу привода и частота вращения его вала. В первую очередь рассчитаем требуемую мощность электродвигателя:

,

где — требуемая мощность электродвигателя, кВт;

— мощность на выходном валу привода, кВт;

— общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизм.

где — КПД зубчатой передачи.

Рекомендованное значение КПД данного вида передачи:;

Тогда:

Выбирая мощность двигателя необходимо учесть, что

Т.о. выбрали двигатель мощностью 3 кВт ().

Для электродвигателя такой мощности соответствует несколько значений синхронной частоты.

Вычислим требуемую синхронную частоту по формуле:

,

где -частота вращения выходного вала привода, об/мин;

-передаточное отношение зубчатой передачи.

Стандартное значение:

, отсюда об/мин.

Тогда:

об/мин.

По полученным значениям подбираем электродвигатель типа ДПМ120М1, мощностью 3 кВт, номинальной частотой вращения двигателя 1150 об/мин.

2. Кинематический расчет привода

Кинематический расчет заключается в расчете угловых скоростей вращения валов привода.

об/мин;

рад/с;

3. Силовой расчет привода

Силовой расчет привода заключается в нахождении вращающих моментов на валах из условия постоянства мощности с учетом потерь.

Мощность определяется из соотношения:

,

где — мощность,

— вращающий момент,

— угловая скорость,

Вращающий момент:

Расчет зубчатой передачи редуктора

Выберем материал для шестерни и колеса передачи.

При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на определение одной и той же марки стали, но с различной термической обработкой. Необходимо чтобы твердость шестерни была более 40 единиц НВ, чем твердость колеса при косых зубьях

Примем следующие механические характеристики сталей для колеса и шестерни.

Таблица № 1. Механические характеристики сталей для колеса и шестерни

Тип зубчатого колеса

Марка стали

Вид

Термической

обработки

Предельный диаметр

заготовки шестерни, мм

Предельная толщина или

ширина обода колеса, мм

уВ,

МПа

уТ,

МПа

у-1,

МПа

Твердость поверхности, НВ

Колесо

30 ХГТ

Цементация и закалка

120

60

1100

800

490

600

Шестерня

30 ХГТ

Цементация и закалка

120

60

1100

800

490

600

Определим значения допускаемых напряжений

Рисунок 5. Циклограмма напряжения.

Определим значения допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса.

Примем в дальнейшем, что величины, имеющие индекс «1», относятся к шестерни, а с индексом «2» — к колесу.

Определим значения допускаемых контактных напряжений регламентируется ГОСТ 21 354–75:

,

где: — предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжения;

— коэффициент безопасности;

— коэффициент долговечности.

Вычислим для шестерни и колеса:

,

Вычислим для шестерни и колеса по формуле:

,

где — значение базового числа циклов напряжения;

— эквивалентное число циклов напряжения за весь срок службы передачи.

Вычислим для шестерни и колеса:

;

Вычислим для шестерни и колеса по формуле:

,

где:

— частота вращения шестерни (колеса), мин-1;

— срок службы передачи под нагрузкой, ч;

— число зацеплений;

— показатель степени;

— наиболее длительный действующий момент;

— заданы циклограммой напряжения (см. рис. 1);

б1=0,6; б2=0,3; в2=0,7; в3=0,5; в*=1,2.

Вычислим для шестерни и колеса:

принимаем

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Определим значения допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

где — предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов напряжения;

=1,7 — коэффициент безопасности;

— коэффициент долговечности.

Вычислим при нормализации и улучшении:

Вычислим по формуле:

где — показатель степени, зависящий от твердости;

— эквивалентное число циклов напряжения зубьев за весь срок службы передачи.

Т.к. зависит от твердости, то, то.

Вычислим по той же формуле, по которой вычисляли эквивалентное число циклов за весь срок службы передачи при переменной нагрузке, только при показателе степени.

Подставим полученные значения в формулу нахождения:

Значения, принимаемые к расчету, могут быть в пределах Примем

Подставим найденные значения, и в формулу нахождения:

Определим значения предельно допускаемых контактных напряжений.

При кратковременных нагрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям:

,

;

.

Определим значения предельно допускаемых напряжений изгиба.

При кратковременных нагрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям.

,

;

.

Определим значение межосевого расстояния.

Определение межосевого расстояния определяется по формуле:

,

где i-передаточное отношение ступени редуктора;

— численный коэффициент; для косозубых редукторов

— вращающий момент на валу колеса,;

— коэффициент ширины зубчатого венца

— коэффициент нагрузки:

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, примем

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца,;

— коэффициент динамической нагрузки,

Тогда:

Вычисляем межосевое расстояние:

По полученному значению принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ 2185–66;

Выберем модуль зацепления.

При твердости зубьев шестерни и колеса:

;

По ГОСТ 9563–80 (мм) принимаем ближайшее стандартное значение модуля:. Для косозубых колёс стандартным считают нормальный модуль.

Определим основные геометрические параметры зубчатых колес.

Определение суммарного числа зубьев.

Для косозубых редукторов. Принимаем.

Принимаем Тогда число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Проверим межосевое расстояние.

Для косозубых передач межосевое расстояние определяется по формуле:

Проверим принятое значение

угол наклона:

Определим значения конструктивных размеров шестерни и колеса.

При разработке конструкций зубчатых колес учитывают их геометрические размеры, используемые для изготовления материала, способы получения заготовок и объем выпуска изделий.

Вычислим делительные диаметры и по формулам:

.

Диаметры вершин зубьев находим по формулам:

Диаметры впадин

проверяем межосевое расстояние:

Определим значение окружной скорости в зацеплении.

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

при степени точности 9 равна 8,546 м/с

Проверим значение коэффициента ширины зубчатого венца

Ширина зубчатого венца колеса:

Уточним коэффициентнагрузки.

Коэффициент нагрузки равен:

.

Уточненные значения:

Уточненный коэффициент

Проверим зубья на изгиб при кратковременных перегрузках

Определяем силы в зацеплении:

сварной соединение станочный шпонка

Сведем в таблицу основные параметры зубчатой передачи:

Основные параметры зубчатой передачи

Обозначение и численное значение

1

Вращающий момент на ведомом валу,

T2=90

2

Угловые скорости валов, рад/с

=120

=30

3

Межосевое расстояние, мм

aw=355

4

Модуль, мм: нормальный

5

Угол наклона зубьев, град

6

Направление наклона зубьев шестерни

правое

7

Число зубьев: шестерни

=17

колеса

=68

8

Диаметр делительный, мм шестерни

d1=142

колеса

d2=568

9

Диаметр вершин, мм: шестерни

da1=158

колеса

da2=584

10

Диаметр впадин, мм: шестерни

df1=162

колеса

df2=588

11

Ширина зубчатого венца, мм: шестерни

b1=20

колеса

b2=25

12

Силы в зацеплении, Н: окружная

Ft=307

радиальная

Fr=117,78

осевая

Fa=102,36

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой