ickovich_zadachnik (522951), страница 22
Текст из файла (страница 22)
Ответ. Л'„, = — 65,7 10', й/„, =- 16,42 10' (при 300 рабочих днях в году продолжительностью 7 ч). 9.28. Определить допускаемое контактное напряжение для прямозубого зубчатого колеса одноступенчатой закрытой передачи. Зубчатое колесо отказано из стали 50 (ОВ 200). Нагрузка переменная. Эквивалентное число часов работы передачи Т, = 2280 ч. Угловая скорость колеса е» = 1,31 рад/сек. Ответ, 736 Мн/м'. 9.29. Как изменится допускаемое контактное напряжение, если срок службы зубчатой передачи в задаче 9.28 будет увеличен в 2 раза. Ответ.
Уменьшится до [а], == 656 Мн/м'. 9.30. Какое номинальное напряжение изгиба возникает в опасном сечении зуба колеса цилиндрической прямозубой передачи, если напряжение изгиба в зубе шестерни а„, =- 9,6 Мн/и"", ( = 5; г, = 20; се = 20', зубья некорригированы, нормальной высоты. Ответ. авз == 7,42 Мн/м'.
9.31. Какой вращающий момент передает прямозубая шестерня открытой передачи, если в опасном сечении зуба возникает напряжение изгиба а„= 118 Мн/м' при коэффициенте нагрузки К = 1,2? Параметры шестерни: т = 5 мм; г = 20; В = 75 мм. сс = 20'; зубья некорригированы, нормальной высоты; коэффициент износа у =- 1,0. Ответ. 686 и м. 9.32. Какое номинальное напряжение возникает в опасном сечении зуба косозубой шестерни цилиндрического одноступенчатого редуктора, если напряжение изгиба в зубе колеса ача = 50 Ин)ма; г' = 5,6; га = !40; Р = 12'; а = 20', зУбьЯ некоРРигиРованы, нормальной высоты. Ответ. оа, = 60,2 Мн)ма. 9,33*.
Рассчитать зубчатую передачу ручной монтажной лебедиц (рис. 9.15) для тягового усилия каната О = 15 кн. Диаметр Рис. 9.15. барабана О = 194 мм; диаметр каната с!а - — — 13 мм; длина рукоятки 1 == 350 мм. Общее усилие, прикладываемое к рукоятке двумя рабочими, равно 400 и. Решение. 1) Момент, создаваемый рабочими М., = 2Рраа! = 400 350 ° 10 = 140 и и.
2) Момент на барабане М а =- О ~ †, в + и„.) = 15 !Оа 1-, — + 13~ 1О з = 1650 и.м. 3) Требуемое передаточное число (при принятом предварительно для всего привода лебедки Ч = 0,8) М а 1650 — — = — = 147. 154 Такое передаточное число можно осуществить двумя парами зубчатых колес. 4) Уточняем к. п. д., принимая для одной пары литых зубчатых колес с учетом потерь в опорах Ш = 0,90 и для барабана о)з = 0,95; тогда т) = о)]т)о = 0,90' ° 0,95 = 0,77. 5) Окончательно общее передаточное число Мчэ 1650 =- 15,3. Мото] !40 077 6) Разбивка передаточного числа.
Примем передаточное числа второй пары 1 = 7, тогда для первой пары 1, =- —; = — ' = 2,19. 1 15,3 ! 7 7) Определение чисел зубьев. Прнниыаем г, =- то —.=!1, тогда то =- з,1т = 11 ° 2,19 24; го = аз(э =- !! 7 = 77. 8) Материал зубчатых пар.
Шестерни выполняем нз стали 45 (а„.= 589 Мн7мо; ат — 294 Мн)мо), а зубчатые колеса лнтымн из чугуна СЧ 2!.40 (аор — 206 Мн)мз! а„а.—. =. 392 Мн/мо) 9) Допускаемые напряжения изгиба. Так как передача переверснвиая, то 1,5а, [ао]и ---- — й [ ]й, Коэффициент режима )о„, =-! (срок службы передачи неограничен). Для шестерни из стали 45 а о~0,43ао = 0,43 ° 589= 253 Мн)мо.
Коэффициент аапаса прочности [и] увеличиваем против табличного эпзчеиии на 40о', учитывая отзетстаениость передачи. Для поковки нормализованной (см. табл. П23) [и] = 1,5 1,4 =- 2,1. Коэффициент концентрации напряжений у корня зуба по табл. П24 Зо =" 1 4: [ао]от =!ахи = ' = 129 Мн!мз. 2,1 ° 1,4 Для зубчатого колеса нз чугуна СЧ 21-40 а, 0,45а„р — — 0,45 206 .—.= 02Д Мн/мо! [и] — 1,9 1,4 = 2,66 (по таба. П23); й, = 1,2 (по табл, П24); ! 5.92, [ао]зо = [ао]ао = — ',— ', = 43,5 Мн(м*.
2,66. 1,2 Ю) Сравнительная оценка прочности зубьев шестерни и колеса. Модуль обеих зубчатых пар примем одннзковыл~, поэтому рассчитываем только вторую, более нагруженную ступень. [ао]чзУз = 129'0294 = 37,9 Мн/мо! [ото]аоУо = 43,5. 0,477 =- 20,65 Мн(м'. Значения у приняты по табл. П20: при зэ = ! 1 уо .-= 0,294; прн го .= 77 у, = 0,477, Дальнейший расчет ведем по зубьям колеса как менее прочным.
955 1!) Модуль зацепления из условия прочности зубьев колеса иа изгиб м = 3 244лзКУ Ул [Оо! и лл[л ллгл)ьллл в) Момент на валу колеса М„з == 1650 и м. б) При ручпоб передаче )л;= 1. в) Учитывая работу в запыленных условцях и коррозию, прим!маем у =- 1,5. г) Коэффпциепт длииы зуба ф„, принимаем равиым 8. д) КоэфФициент формы зуба ул .—..= 0,477.
После подстзповки в формулу получим ч 2 1650 1 1,о ял:= 1л — — —,— '„— ' — =- 7,28 ° 10 з и = 7,'28 мм. 0 477, 48 о, 1Ое . 8 . 77 По ГОСТУ 9563 — 60 (см. табл.П)9)прииимаем гл = 8 мм. 12) Основные разлгеры зубчатых колес: дд, .=- двз = лм, =- 8 11 = 88 млг; 2)гл = 2), = г1лц + 2лп = 88 + 2 8 = 104 мм! 2)л .= дз = ф игл + 6 = 8 . 8 + 6 = 70 лгм; 'геэ = лизе =. 8. 24 =- 192 мм; )-)гэ = г1ал + 2пл = 192 + 2 ° 8 = 208 млг; дел = яыл —— . 8 ° 77 = 616 мм; 72м = лтал + 2пл = б!б+ 2 ° 8::= 632 млг; дл = 2)л =- Р „,гл =- 8 8 = 64 мм, 9.34.
Составить кинематическую схему привода и рассчитать открытую зубчатую передачу электрической строительной лебедки (см. рис. 8.14). Максимальное натяжение каната Я =- 12,3 кн; скорость наматывания каната о =- 0,75 мlсек; диаметр барабана 72„== 250 мм; диаметр каната д, = 13 мм, передаточное число клипоременной передачи 1 = 4; валы установлены на шарикоподшипниках. Угловая скорость вала электродвигателя олл = 137,5 рад/сек. 9.35. Определить допускаемую величину мощности для открытой зубчатой передачи с прямыми зубьями, если п):= 6 мм; г, =- 20; 1 = 4; олл =- 57,4 рад)сек; В = 72 мм; а = 20'; у =- 1,5; К .=- 1,2; зацепление некорригированное, зубья нормальной высоты; допускаемые напряжения: [о,]„, = 115 Мн)мэ, [о,[„з = 98,1 Мн)м'. Ответ, 35,9 кет.
9.36. Для цилиндрической прямозубой передачи г, — г, привода подвесного конвейера (см. рис. 9.10) определить расчетные номинальные напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса и установить необходимые значения пределов прочности пх материалов. Шестерня и колесо выполнены из углеродистой стали; шестерня кованая, колесо литое. Зубья шестерни н колеса должны быть равнопрочны. Дано: момент на валу шестерни М„, = 410 н.м; т = — 5 мм; В = 50 мм; гт = 20; г, = 70; у =- 1,5; К =- 1,5. 156 У к а з а н и е. Принять о, = О,43 и,; допускаемые напряжения изгиба вычислять по формуле 1,5о т (ста!, = где (и) = 1,5 для шестерни, (и) = 1,7 для колеси; й, = 1,6. Ответ.
оо, 740 Мн)м'1 пн, = 658 Мн!мй. 9.37. Для одноступенчатого редуктора с цилиндрическими косозубыми колесами (рис. 9.)6) определить силы, возникающие в ва- р с Рнс. 9.!6. Одноступеичатый редуктор с цилиндрическими косозубыми колесами т — осионание корпуса; 2 — крышка корпуса; б — ведущий вав.шестерне; С вЂ” уплотнение; б — ролонойодшиинни ноннчесний; б — крышка тарковаш т — зуб~атон колесо„'  — вал ведомый; 9 — рым.бонт; тв — жезловый масло- ,указатель; П вЂ” вробна маслоспускиан цеплснии, и указать, какая из опор ведущего вала воспринимает осевую силу, если вал вращается по часовой стрелке (смотреть со 157 стороны выходного конца вала>.
Дано: /(гг = 11 квт; шг = = 35,6 рад/сек;1 = 4,5; г, = г, + га = 99; т„= 4мм;() == 8'ОБ'34"; м = 20'. Ответ. Окружная сила Р = 8,49 кн; радиальная сила Т = 3,12 кн; осевая сила Я = 1,21 кн. 9.38. Две зубчатые передачи (рис. 9.17), предназначенные для передачи мощности (на ведущем валу) й/ = 11,77 квт при угловой скорости вала ш = 20,95 рад/сек, выполнены косозубыми, но с раз- ,в Рмс. 9.17. Рнс. 9.18. ными углами наклона зуба; одна с 8 = 9', а другая с Р = 18'. Найти величины осевых сил для каждой зубчатой передачи, если т„= 4 мм и га = 60. Ответ.
при )) = 9' Я = 732 и, при )) = 18' Я =- 1450 и. 9.39'*. Рассчитать зубчатую передачу одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами (рис. 9.18) при й/г =- 7,Окат;а, = 76,4рад/сек;1 = 5. Расчетныйсрок службы зубчатых колес Т = 10 000 ч.
Передача нереверсивная. Решение. 1. У~новая скорость тихоходного вала юг 76,4 о!а = —; - — — — ' — .= — 15,28 рад 'гек. 5 2. Материалы шестернн н колеса в целях получепня наименьших габарнтон передачи выбираем с повышеннымн механнческнмн свойствами. Для шестерни прнннмаем сталь 40ХН, улучшенную с л~еханнческнмн характернстнкамн (см. табл, П21); аа 883 д(н/ма; ат = 686 д(н/ма; НВ 265 (счнтаем, что днаметр заготовкн будет не более 150 мл).
Для колеса прнннмаем сталь 40ХП, нормализованную с механическими характернстнкамн; а, = 736 Мл/м'-'; ат = 550 Мн/мт; НВ 220 (счнтаем, что днаметр заготовки будет не более 500 мм). Прн выборе материалов учтено, что твердость зубьев колеса должна быть на 25 —: 50 еднннц Брннеля ниже твердости зубьев шестернм. 158 3. Допускаемое контактное напряжение, так как перепад твердостея материалов шестерни и зубчатого колеса незначителен, определяем для мате.
риала зубчатого колеса " (а)к =2 75ИВ«рк Коэффициент режима «рк — — ~/ —. Число циклов нагружения каждого зуба колеса за весь срок службы /(/ц — — Т 60п = !О 000 60 146 = 8,65 10в, где пв = — в = " = 146 об!мпн. ЗОм, 30 ° 15,28 л л Так как А/ц 10', то Р„к = ! и (о)к = 2,75 220 = 605 Мн/м' = 605 ° 1Ов и/мв. 4. Допускаемые напряжения изгиба 1,5о, ". /5. РЗв (ов)„= — '= — ' «р„] (Гв! «в так как А/„) 5 1Ов (см, п.З расчета]. Для шестерни о, = 0,35о +(68,7 —: 118) = 0,35 ° 883+ (68,7 —: 118] = (377,7 ми 427) Мн!зР, принимаем и г = 400 Л(к/мв; (и) = 1,5 — коэффициент запаса по табл, П2З; длв поковок стальных, подвергнутых улучшению, «, = 1,6 — коэффи- циент концентрации напряжений у корня зуба — по табл.
П24; при этих вна. 1,5 400 чениях для шестерни (пв)ввв = 250 Мн/м"-. Для зубчатого колеса о , = 0,35о, + (68,7 †: 118] = 0,35 ° 736 + (68,7 †: 118] = (326,7 †: 376) Мн/м', принимаем и в = 350 Мк/.кв. Прн тех же значениях [и) н «, 1,5 ° 350 (ов) —, 5, о = 219 Мн/ '. 5. Вращающий момент на ведущем валу М, = — = — = 91,6 и ° м; /У 7000 ыв 76,4 то же на ведомом валу Мэ = М, в = 91,6 5 458 и м. 6, «(ежосевае расстояние из условия контактной прочности а) расчетный момент на валу шестерни Мр, — — МгК = 91,6 ° 1,3 = 119 и Ав, где К = 1,3 — коэффициент нагрузки при симметричном расположении ко- лес.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
