ickovich_zadachnik (522951), страница 36
Текст из файла (страница 36)
Момент сил трения на опорном торце винта (в лелеете ега соприкасания с плитой толкателя) принять ориентировочно равиымо,! момента и резьбс. Ответ. г)га, = !2,7 н.м; оь = 102 Мн!мз; о, = = 81,1 Мн/мз, 16.21. По данным предыдущей задачи составить расчетную схему вала П.
16.22. По данным задачи 16.20 определить из расчета на прочность требуемый диаметр опасного сечения трехопорного вала П. Расчет выполнить по гипотезе энергии изменения формы [приближенный расчет без учета переменности напряжений во времени), принимая [о) = 50 Мнгм-. 16.23. В круглопильном станке, схема которого показана на рис. 16.12, применена плоскоременная передача с передаточным числом 1 = 1,6.
Мощность электродвигателя )и',= 1,7 квт, угловая скорость вала и, = 2850 обгмин. Диаметр ведущего шкива О, =- = 100 мм; ремень прорезиненный, 6 .= 30 мм, 6 = 2,5 мм. Сделать проверочный расчет ремня по тяговой способности [принять С =- 0,8.) Определить скорость резания (а„) и среднее ' Расчетным является усилие, дей!ствукицее на внит при начале движения слитка толчкам. Метод определении расчетного усилия изложен в книге [)61. 266 усилие резания (Р„), если диаметр пилы О, = 500 мм; к.п. д. передачи с учетом потерь в подшипниках принять равным 0,82.
Определить иэ расчета на прочность диаметр (гта) вала, на котором насажена пила. У к а з а н н е, Расчет вала выполнить на статическую прочность по па. киженноиу допускаемому напряжению [о) = 40 Ми[на (приближенный расчетх Применить гипотезу наибольших касательных напряжений. Огпвспг. Тяговая способность ремня используется примерно на 92',е. п = 46,6 мусек; Рп 30 н; г[„=!8 мм. п, и Рис. ИЛ 2 16.24.
По данным предыдущей задачи рассчитать клиноременную передачу (определить профиль ремней, их число и диаметры шкивов). Выяснить, как изменится нагрузка ведомого вала в ре. зультате замены плоскоременной передачи клиноременной. 16.26. Расчетное усилие, действующее на винт приводного домкрата (рис.
16.13) при подъеме груза толчком ", равно 310 кы. Винт домкрата имеет однозаходную трапецеидальную резьбу с наружным диаметром г[ = 85 мм и шагом 5 = 20 мм (ГОСТ 9484 — 60). Коэффициент трения в резьбе винта н гайки Г = 0,12. Трение в головке домкрата не учитывать. К. п. д. одной пары зубчатых колес с учетом потерь в подшипниках равен 0,95. Проверить, не учитывая влияния изгиба (ориентировочный расчет), прочность валов привода, если допускаемое напряжение [т)„ = 60 Мы[ма. Диаметры валов и передаточные числа указаны на схеме.
Оглвепг. Вал ! недогружен на 17,5ей; вал 2 перегружен на 26,4",е. з Метод определения расчетного усилия изложен в нниге [16). 269 16.26. Венец червячного колеса, изготовленный из бронзы Вр.ОФ 10-1 (отливка в кокиль), соединен с колесным центром чистыми болтами, поставленныъги без зазора в отверстия (рис. 16.14). Напряжения среза в болтах тса = 70 Мн/м'. Каковы наибольшие напряжения смятня (о,„,) стенок отверстияу Определить расчетные напряжения изгиба (оч) в зубьях червячного колеса, если пг,, = 1О мм; г, = 35; и, = 2; д = 8; коэффициент нагрузки К = 1,5; коэффициент износа у = 1. Определить расчетные контакт- ные напряжения (пк).
Рнс. !6. 43. Рис. !6. !4, Обеспечена ли прочность червячного зацепления при /згк =- Ада —— = 1,0; червяк имеет твердость Н/тС 50. Отвепт. о, = 119 Мн/.и'! а„= 18,5 Мн/м'! ак =. = 175 Мн/м'. !6.27. ' Винтовое зажимное приспособление (рис. 16.15) фильтр- пресса ' имеет следующее устройство. На стойках / и 2 в подшипниках лежит гайка 3, которая может вращаться, но не может перемещаться вдоль оси.
На гайке закреплена зубчатое колесо 4, сцепляющееся с шестерней 5, изготовленной заодно с валом 6, вращаемым с помощью маховичка 7, При вращении гайки 3 винт 8, который пе может вращаться, перемещается влево, упирается в зажимную плиту и сжимает плиты и рамы пресса. Показать характер эпюр продольных сил и крутящих моментов для винта и для гайки, предполагая, что усилие по виткам гайки распределено равномерно. У и а за н ив. При построении эпюры Мк длн гайни учесть трение на поверхности Л вЂ” Л ее заплечика.
Трение в подшипниках гайки пе учитывать. ' Фильтр-пресс — аппарат химического производства дла фильтровании под давлением различных суспензий. эгц 16.28. Решить предыдущую задачу в предположении, что усилие по виткам нарезки гайки распределяется по линейному закону, убывая от ее левого конца к правому. !6.29. В винтовом зажимном механизме фильтр-пресса (см.
задачу 16.27) зажимное усилие равно 160 кн. Определить момент Мг сил трения на поверхности А — А заплсчика гайки. Учесть, что на поверхности колец диаметрами Ог, О, коэффициент трения ра- Рис. 16.!5. вен 0,10, а для колец диаметрами Р„()„— О,!6.
Давление на поверхности А — А считать во всех точках одинаковым. Насколько (в процентах) изменится результат, если не учитывать различия в коэффициентах трения, а определять Мг по некоторому среднему значению 7; = 0,12? Опмея. Мт = 1680 нм; меньше на 19%. 16.30. Маховичок 7 зажимного механизма фильтр-пресса (см.
рис. 16.15 и задачу 16.27) вращают двое рабочих, Определить силу, которую должен приложить каждый иэ них к рукоятке маховичка на расстоянии 650 мм от оси вращения, чтобы обеспечить зажимное усилие 160 кн. Передаточное число зубчатой пары ! = 8,2; к. п. д. 27! приводного механизма г! = 0,87. Коэффициент трения между резьбой винта и гайки 7' = 0,12; резьба квадратная с ходом винтовой линии Я =- 32 мм и средним диаметром г7, = 72 мм. Момент трения иа поверхности А — А гайки взять йз решения задачи 16.29. Ответ.
346 н. 16.31. * Рассчитать вал конического прямозубого колеса и подобрать конические роликовые подшипники (рис. 16.!6). Колесо передает мощность Лг = 51 квт при угловой скорости л = 552 об!мин; Рггс, !б.!б. максимальный модуль зацепления и = 6,5 мм, длина зубьев Л = 70 м.и; число зубьев колеса г. = 60, то же шестерни г„=- 24.
Материал вала — сталь 45, термообработка — нормализацйя. При расчете вала на выносливость принять, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения от кручения — по пульсирующему. Желаемая долговечность подшипников 7г = 1010а ч. Решение. 7, Момент, верелаваеагырг валом, гу пл 3,!4 бба 1И = —, глс го =- — = — — '-; — '' — =- 87,7 !год,'сегг; 8О 8О б! . гба М =- — — = 884 л.лг. 57,7 ато 2. Усгглггя, возиикающпе в зацеплении. а) Окружное 2М 2М Р= — = —, г)» гр щ»ран Средний модуль Ваги р,» гп гп ср з иг где угол гр при вершине делптельпого конуса определяется пз следующего соотношения: 1 г, 24 (пгр = —.
= —" = — =04 м г — 60 — гг откуда гр,„= 21'45'. Тогда 70 мп 21'45' гп р — — 6,5 — ' - = 5,42 лгж ср 24 и окогшагельио Р =- —,— = 5480 я. 2 884 5,(г, 10-», 60 б) Радиальное Т = Р !8ажп гр,„= 5430 !и 20'мп2!'45' 740». в) Осевое О =Р!8ампгр»=5480!я20'мп68'15' 1360 и. 3. Диаметр г(т выходного конца вала (определяем из расчета иа кручение по поиижеоиому допускаемому напряжению [г[» = 30 Мн(мз (см. [Г3[ стр.
163) при крутящем моменте М, = М = 88! и и. аТ М, 'Т 38! $ 0,2[т[гг $ 02 30 1Ое с некоторым округлеиием принимаем г(г = 55 лм (по ГОСТУ 6636 — 60 ряд Ла 40 — см, стр, !99), 4. Диаметры вала под подшипиииом и под колесом г(г» = 65 мм; г( = 70 мм (пазиачеиы по кооструктвввым сообрагкеииям — см. гл. Ч1П пособия [13!). 5. Расчетная схема пала дана иа рис. 16.17. Опорные реакции в плоскости аО: ~~~ пгл — — 01 Р ! (и + с) + Т„с — О» «2"Р = О, Пн гр откуда о+с где г(»ср — — т,ргн = 5,42 60=325,2 лгаи — 0,74 ° 70 + 1,86 ° — ' 32о,2 2 Рлл = 200 ! щ) = 0,894 «». ~У=О; 7(лг+Т» — 77„=0; Рп = Р,! + Т» = 0,894 + 0„74 = 1,634 кн.
Опорные реакции в плоскости гОк: ~',гид=01 — )уп (о+с)+Ра=О, откуда Ра 5,48 200 )7 = — — =; ' —,— - = 3,02 ки) з гнс . 200+80 УХ=О; Дл„-Р+)7в.=О, откуда Рд „вЂ” Р— 77п„= 5,48 — 3,92 = 1,56 кн. 6. Эпюры крутящих и изгибающих моментов показаны на рис. 16.17. зп и Рис. 16.17. Коэффипиепты запаса прочности для предполозкительно опасных ссчений вала (см.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
