ickovich_zadachnik (522951), страница 28
Текст из файла (страница 28)
Потерями мощности в подшипниках и в ремеипых передачах при расчете пренебречь, скольжение ремней ие учитывать. 12.14. Горизонтальный вал 1 (рис. 12.14) получает от двигателя через шкив мощиость Л', = 340 «тп. Через конические зубчатые передачи ЗО "и этой мошиости передается валу 2 и 25иб — валу 3. Угловая скорость вала 1 и, = Рис. !2,!3. Рис. 12.14. ла 1; 2) определить диаметры участков 1, 11 и !!! вала 1 и валов 2 и 5, пренебрегая их изгибом и припимая допускаемое иапряжеяпе !и)„= 400 «Г!сяР.
Рис. 1 2.15. Потерями в подшипниках и в зубчатых передачах пренебречь. Полученные по расчету величины диаметров округлить до ближайших стандартных по ряду Ка 40, ГОСТ ббЗб — 50. Овеет. А = 95 мм; с!п —— 85 мм; Ап = 80 мм; г), = =- бО мм; ди = 45 мм. 12.15. Быстроходный вал (рис. !2. !5) редуктора передает мощность М = 844 «ет при ги = 73 рад!се«. 205 =- 44 рад!век. Диаметры шкивов: О! = 500 мм; О,! — — 450 мм, Оц! = 320 мм и В~ч = 600 мм. Натяжение ведущей ветви ремня на всех шкивах вдвое больше натяжения ведомой (5,' = 25!; 5," = гФ /тв г ~ лл г о 5 Х, М лв == 25",, и т. д,).
Принимая прнблиРнс. !2.!Б, женно, что ветви всех ремней направлены параллельно, определить диаметр вала в опасном сечении нз расчета на совместное действие изгиба и кручения. Вес шкивов не учитывать. При расчете использовать гипотезу знерпш формопзмеиения„ [о) =- =- 50 Л4н1лг'. Ответ. 85 мм. 12.17. По данным предыду! щей задачи определить прап!б вала в сечении под серединой шкива О! (см. рнс.
12.16), если диаметр вала по всей длине постоянен (д =- 85 л!м). Обеспечена лп при данном значении диаметра жесткость вала на изгиб, если прогиб )' в указанном сеРас. !2. !7. чении не должен превышать 0,001 расстояния 1 между опорамиу Достаточна ли жесткость вала на кручение, если допускаемый угол закручивания [~р„[ -= 5,0 10-" радlл!. Принять Е = 2,0 10" Л4н1л!'-'; О =- =- 8,0 !О" Л[н/м'-'. Ответ. — = —; <р — 1,61 ° 10 л радГм. ! ! =!2ап о !2.18. Горизонтальный вал! получает от двигателя через ремен. ную передачу мощность Л1, = 66 квт при и = 600 об/лаан; 40'!о получаемой мощност~ передается через коническую зубчатую передачу валу 2 (рис.
12.17). Остальная мощность передается через 206 Определить наибольшие касательные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала; расчет выполнить по моменту сопротивления сечения нетто. Ответ. 35 Л4н!л!л. !2.16. На валу (рнс. 12.16) насажены четыре шкива. Шкив 1 получает от двигателя мощность !У~ = 55 квт. Шкивы 11, Ш н 1)л передают рабочим машинам моще!о по ооо жо ооо ности соответственно Мп ==- 26 квт; ! )У!и = 18 квт и Л'д. =-. 1! квт; угловая скорость вала ы =- муфту валу 8.
Определить нз ориентировочного расчета на чистое кручение диаметры валов 2 и 3 н из расчета на совместное действие изгиба и кручения диаметр вала 1. Материал всех валов — сталь Ст.5. Конические зубчатые колеса имеют числа зубьев г, = 52, гз = 25, максимальный модулы = !2мм и длину зубьев В = 90льи. Ветви ременной передачи считать направленными горизонтально и параллельно друг другу; усилие в ведущей ветви вдвое больше, чем Ю, в ведомой (5, = 2Бз).
12.19. На рис. 12.18 изображен выходной вал редуктора с насаженным цилиндрическим прямоэубым колесом. Вал передает мощность 1т' = 46 квт при о> =- =15 рад/еек. Вал изготовлен из ста- г- /г5 гг5 — -! ли 45 нормализованной. Определить коэффициент запаса прочности ва- рне.
12.!а. ла для сечения под серединой колеса, учитывая концентрацию напря>кений от шпоночной канавки. Принять, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по пульсирующему. Сечение шпанки выбрать самостоятельно. Ответ. 4,4. 12.20. По данным предыдущей задачи прнбли>кенпо проверить, достаточна ли жесткость вала, если прогиб под серединой колеса не должен превышать 0.01 т (глс т — модуль зацепления).
Прп определении прогиба приближенна принять, что диаметр вала на участке ь; ~Я между подшипникамн равен 85 мм. Е = 2,0 ° !0е Мнумз. 1 гг 12.21. На ряс. !2.19 показан вы~л ходной вал цилиндрического косозубого редуктора. Вал передает мощность 112 квт при а = 595 абумин. — Зубчатое колесо имеет следующие па- раметры: г = 68; т„= 5 мм; Рис. 12.19, = 12'15'. Вал изготовлен иэ стали 40 нормализованной.
Определить коэффициенты запаса прочности вала для сечений А — А, Б — Б и  — В. Сечения шпонок выбрать самостоятельно. у к а 'з а н и е. Принять, что напряжения изгиба изменюотся по еимметричному циклу, а яапряжения кручения — по цульсируюп>ему. При опрелелении козффгшиента запаса прочности лля сечения А — А принять, что еоотиегетаую>цая часть нала работаег только на кручение. При определении коэффи- 2о> пчеита запаса прочности для сечения Б — Б учесть концентрацию напряжений от посадки колеса на вал (легкопрессовая носадкар 12.22.
На рис. 12.20 изображен вал с конической шестерней, передающий мощность 35 квт прн и = 940 об!мин. Определить, пользуясь гипотезой наибольших касательных напряжений, номинальное значеш|с эквивалентных (приведенных) напряжений для сечения вала под серединой правого подшипника. Передаточное число конической пары г = 2. Параметры конической шестерни: число зубьев г = 20; максимальный модулыи = 6 мм; длина зубьев В = 50 лгм. Оптвет. олп — 30 [ь(н!жз.
12.23. По данным предыдущей задачи определить коэффициенты запаса проч- Р ис. ! 2. 20 насти вала в сечении А — А (прннять, что в этом сечении вал работает только на кручение) и в сечении под серединой правого подшипника. Материал вала — сталь 35 нормализованная. У к а з а н и е. Сечение шпонки выбрать самостоятельно.
Принять, что нормальные напряжевия изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения — по пульсирующел1у. При определении козффициента запаса прочности для сечения под серединой подшипника, учесть концентрацию напряжений от напрессовки. 12.24. По данным задачи 12.22 определить прогиб под серединой конической шестерни, принимая диаметр вала равным 60 мм. Исследовать зависимость указанного прогиба от расстояния 1 между середцнами подшипников прн изменении ! от 60 до 210 мм !1 = (1 —: 3,5) с[!. Построить график, иллюстрирующий указанную зависимость.
ов — т — зе — [ 12.25. На рпс. 12.21 изображен вал червячного колеса, передающий мощ- Рнс. !2.21. ность Лг = 16 квт прн го = 4,1 рад(еегс. Определить диаметр вала с( под серединой колеса и диаметр выходного конца вала г(г. Принять, что выходной конец вала работает только на кручение и [т[, = 30 Д(н[мз.
Диаметр с[ определить из расчета на изгиб с кручением, приняв [о) = 50 [г(н!жз и применив гипотезу наибольших касательных напряжений. Число зубьев колеса г, =- 70; модуль зацепления лт, = 9жж; число заходов червяка г. = 3, диаметр делнтельного цилицдра червяка г[ „= 72 жм; к. и, д. червячного зацепления й = 0,62. 208 12.26.
На рис. 12.22 дан вид сверху промежуточного вала комбинированного червячно-зубчатого редуктора. Червячное колесо ! получает мощность Л', =- 2,8 кжп при гз = 7,2 рад?сек; 4091 этой мощности передается шестерней 2 ведомому валу редуктора и 60%> шестерней 3 второму ведомому валу. Число зубьев колеса г, = 41; модуль зацепления т, = б мм; число заходов червяка г, = 2; червяк правый; угол зацепления а = 20'; угол подъема винтовой линии Х = 12'13'44"; коэффициент трения в червячном зацеплении ! = 0,05. Требуется: а) определить усилия, действующие в червячном и зубчатом зацеплениих; б) принимая, что червяк располо- Ряс.
!2 22. жен под колесом (ось червяка перпендшсулярна оси рассматриваемого вала), изобразить расчетную схему нагружения вала. Направлением вращения червяка задаться. 12.27. По данным предыдущей задачи построить для вала эпюру крутящих моментов и эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Определить, пользуясь гипотезой энергии формоизменення, эквивалентные (приведенные) напряжения для сечений под серединами шестерен 2 н 8 и для сечения под серединой колеса !. !2.28.
При каком направлении вращения червяка в поперечных сечениях левой части вала, изображенного на рис. 12.22 (вид сверху), нозникают продольные силы? Червяк имеет правую резьбу, расположен под колесом, и его продольная ось перпендикулярна оси рассматриваемого вала. 12.29. Вал (рис 12.23,а) получает через ременную передачу мощность )У = 30 кзт прн м = ЗЗ рад!сек. На рис. 12.23, б показана расчетная схема вала. Требуется: а) определить величины 209 всех сил и моментов, указанных на рпс.
12.23, б; б) построить зпюры крутящих и изгибающих моментов; а) определить диаметр Й вала, условно считая его по всей длине постоянным, пользуясь гипотезой наибольших касательных напряжений и принимая (о! = 60 Мн1м-". Диаметр шкива ременной передачи О, = 630 мм. Усилие в ведущей ветви ремня вдвое больше, чем в ведомой (Ь! = 2о.,). Число зубьев конической шестерни г, = 18, конического колеса г, = 34. Средний с ° Е) Рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
