Контрольная работа по "Физике"

Задача № 1

Рассчитать цилиндрическое соединение с натягом, состоящее  из зубчатого венца(1) и ступицы (центра) (2) червячного колеса. (рисунок 1.1) Диаметр  посадочной поверхности d=200 мм, длинна ее l=34 мм, диаметр отверстия для вала в центре колеса d1=45 мм, диаметр окружности впадин зубчатого венца df = 220мм и передаваемый червячным колесом момент Т = 850 Нм. Материал зубчатого венца – бронза БР АЖ – 4, центр колеса – чугун С 412-28.

Рисунок 1.1.

 

Решение

1. Определяем необходимое давление  р на поверхности контакта венца с центром  колеса, приняв коэффициент трения f = 0,05

 

Р = МПа

 

2. Определяем требуемый расчетный  натяг соединения

 

Где - коэффициенты

 

Где - коэффициенты Пуассона для чугунного центра  колеса для бронзового венца . Модули упругости примем:

для чугуна

для бронзы

Расчетный натяг соединения

Обработку контактных поверхностей зубчатого  венца и центра колеса назначаем  с высотами неровностей  профилей по десяти точкам по ГОСТ 2789 – 59   

Действительный натяг соединения

По полученному значению подбираем соответствующую стандартную посадку. Из таблицы допусков и посадок ГОСТ 25347 – 82 для данного соединения применяем посадку с наименьшим натягом 278 мкм т наибольшим натягом 422 мкм

Наибольший расчетный  натяг, соответствующий выбранной  посадке

Максимальное давление Р, которое  может возникнуть на контактной поверхности  соединяемых деталей

Проверим венец червячного колеса на прочность. Примем с некоторым  приближением, что материал венца  пластичен и одинаково работает на растяжение и сжатие. При этом применима третья теория прочности.

Эквивалентное напряжение венца

Такое напряжение не допустимо (оно ориентировочно в 1,0875 раз больше условного предела текучести для бронзы Бр АЖ- 4 при отливке ) ( )

Поэтому применим посадку     с   ( )

,

что будет меньше в 1,29 , чем

Окончательно принимаем посадку 

 

 

 

 

Задача № 3

Рассчитать клеммовое болтовое соединение, обеспечивающее передачу крутящего момента с рычага в результате приложенной на его конце силы

Q = 0,5 кН на вал диаметром В = 35 мм. Коэффициент трения f = 0,2,

а = 540 мм.

Рисунок 3.1

 

Решение

Момент силы Q относительно оси вала

Требуемый момент сил  трения

Требуемая сила трения

Требуемая сила нормального давления между ступицей и валом

Соответствующая (требуемая) сила затяжки  болта

, где

Z = 2 – число болтов

Примем болты  из стали 45. По требуемой силе затяжки при  неконтролируемой  затяжке принимаем  болты с резьбой М20 для которой 

Р= 24кН.

 

Задача 4

Рассчитать плоскоременную передачу, установленную в системе  привода от электродвигателя к ленточному транспортеру (рисунок 4,1). Мощность электродвигателя , угловая скорость электродвигателя, рад/с. Скорость ленты транспортера, м/с – 0,9. Диаметр барабана D = 500 мм. Передаточные числа плоскоременной передачи и редуктора принять самостоятельно. Работа односменная, пусковая нагрузка 140% от номинальной. Недостающие данные принять самостоятельно.

Рисунок 4.1

Решение

1. Кинематический  расчет

Расчет производится по методике Смолина А.И Кинематический расчет привода. Курган. КГУ. 2007,25 с.

 

Привод состоит из электродвигателя, плоскоременной передачи, одноступенчатого цилиндрического  редуктора и упругой муфты.

Частота вращения ведущего вала ленточного конвейера

Частота вращения вала электродвигателя

Определяем общее передаточное число привода:

Определяем передаточные числа ступней привода:

Примем передаточное число редуктора 

Тогда передаточное число плоскоременной передачи:

 

2. Расчет плоскоременной  передачи

Методика расчета изложена в  учебном пособии Э.В.Ратманова  «Расчет механических передач». Курган – 2011г.

 

1.Ввод исходных данных для расчета

а) мощность на валу ведущего шкива   = т

б) скорость вращения ведущего шкива  =735 об/мин

в) скорость вращения ведомого шкива  = 216,2 об/мин

г) передаточное отношение                    

д) характер нагрузки ( спокойный, с колебаниями, с ударами)

 

1.1. Выбор материала и типа  передач, например, в приводах  транспортеров и конвейеров, применяются  резинотканевые ремни ( ОСТ 38.05.98.76), в которых используются технические  ткани БКНЛ-65, БКНЛ-65-2 (ГОСТ 19700-74) и  бельтинги Б-800, Б-820 (ГОСТ 2924-67).

Для быстроходных и сверхбыстроходных  передач применяются синтетические  бесконечные ремни (МРТУ 17-645-68)

Выбираем ремень Б-820

1.2. Диаметр меньшего шкива передачи  резинотканевым ремнем определяется  по формуле М.А.Саверина , мм.

Коэффициент k принять от 110 до 130, k= 120

    (1)                     = 265,939 мм

Стандартный ряд для  и : 63,71,80,90,100,112,125,140,160,180,200,224,280,315,355,400,450,500,560,630,710 мм.

Округлим  до 280 мм

1.3. Диаметр большего шкива

                           мм

Округлим  до стандартного, равен 900 мм

1.4. Фактическое передаточного отношения с учетом коэффициента скольжения                  

1.5. Оценка ошибки передаточного   отношения, %

                             не должна превышать 5 %

 

1.6.Скорость ремня,  м/с

           

1.7.Предварительно межосевое расстояние, мм

Коэффициент принимают для быстроходных 1,5, а для среднескоростных передач равным 2.

=2                                  

Принимаем = 2500 мм

1.8. Длина ремня, мм

а) по выбранному межосевому расстоянию, а

            (2)

б) из условия обеспечения нормальной долговечности, определяем минимальную  длину ремня 

Примем  частоту пробегов ремня в секунду. Для среднескоростных передач резинотканевыми ремнями конечной длины , для передач синтетическими ремнями

        (3)             = 2,155 м

Если длина ремня, полученная из выражения (2) не удовлетворяет условию (3), то ее увеличивают. Для синтетических  бесконечных ремней расчетную длину  ремня округляют до ближайшего большего стандартного значения.

Окончательно принимаем L= 6700 мм

1.9.Межосевое расстояние по окончательно выбранной длине ремня,

мм

                      

     (4)

1.10. Угол обхвата на  меньшем шкиве

                         

Для резинотканевых ремней

Для синтетических ремней  

1.11. Толщина ремня  , если  она не была выбрана ранее, мм

Отношение принимается по таблице f = 40

   (5)             

Толщину ремня округлить  до ближайшего стандартного значения по таблице 49.

1.12. Окружная сила, Н

                           

1.13. Начальное напряжение  ремня  для резинотканевых ремней определяется по таблице 5.

Принимаем =1,8 МПа

1.14. Допускаемое полезное  напряжение , Мпа

S b W – опытные коэффициенты, зависящие от материала ремня и напряжения , определяются по таблице 51

Принимаем S=2.5      W=10

- приведенное полезное напряжение, определяемое по тяговой способности ремня, определяется по зависимости:

  =              = 2,232 МПа

Принимаем значения корректирующих коэффициентов:

- коэффициент, зависящий от  расположения передачи в пространстве и способа натяжения ремня. Для передачи с автоматическим натяжением = 1. Для синтетических ремней ввиду высоких натяжений = 1 . Для передачи с периодическим натяжением  зависит от угла наклона оси передачи к линии горизонта : при 0 …60 =1,0, при 60 …80 =0,9, при 80 …90 = 0,8.

=1

- коэффициент , учитывающий влияние  угла обхвата  , на меньшем шкиве, принимается по таблице 52

=0,95

- коэффициент, учитывающий влияние  центробежной силы, уменьшающий  сцепление ремня со шкивом  в передачах без автоматического  натяжения. Поэтому для передач  с автоматическим натяжением  = 1 , а для других определяется по таблице 53.

= 0,99

- коэффициент учитывающий режим  работы передачи. Принимается по таблице 54

= 0,9

= * * * *      (6)

= 1,889 МПа

1.15. Ширина ремня по  полезному напряжению (по тяговой способности)

         (7)            b = 52.392

Полученную ширину ремня округлить до ближайшего стандартного значения. Синтетические – по таблице 3, а резинотканевые – из ряда: 20,25,32,40,50,63,71,80,90,100,112,125,140,160,180,200,224,250 мм

b= 63

1.16. Усилия в ременной передаче.

Предварительное натяжение ремня

площадь сечения ремня, мм

                  

Сила натяжения соответственно ведущей и ведомой ветви, Н

                

               

Угол  между ветвями  ремня, град

                 

Суммарное усилие, действующее  на вал, Н:

а) при периодическом  регулировании 

б) при автоматическом регулировании 

                    

 

2. Расчет резинотканевого  ремня на долговечность.

2.1. Напряжения на ведущей  ветви; МПа

                                     

2.2. Напряжения изгиба  в ремне, МПа

- модуль упругости материала  ремня при изгибе

= 140 Н/мм

                                     

2.3. Напряжения от центробежных  сил, МПа

- плотность резинотканевого  ремня

                           

2.4. Максимальные напряжения  в ремне, МПа

          (10)

2.5. Число пробегов  ремня в секунду

                                     (11)

                                   

2.6. Коэффициент, учитывающий  влияние передаточного числа

               

2.7.  Долговечность  ремня, ч

- коэффициент характера нагрузки

= 1 при постоянной нагрузке

= 2 при периодически меняющейся  нагрузке

Принимаем = 1

         (12)

 

Данные для проектирования

Принятые диаметры шкивов

         

Уточненное передаточное отношение с учетом относительного скольжения

Межосевое расстояние

Расчетная длина ремня, мм

Уточнение межосевого расстояния, мм

Угол обхвата ремнем малого шкива 

Толщина ремня 

 мм

 

Окружная сила

Скорость ремня, м/с

Ширина ремня по полезному напряжению ( по тяговой способности)

b = 63 мм

Сила натяжения соответственно ведущей и ведомой ветви

 

 

Угол между ветвями ремня, град

Суммарное усилие, действующее на вал, Н

а) при периодическом регулировании 

б) при автоматическом регулировании 

Данные по расчету резинотканевого  ремня на долговечность

Долговечность ремня