Задача 3

Рассчитать винт домкрата, а так же определить его КПД. Резьба самотормозящая упорная грузоподъемность F_а = 150 кН, l = 1,0 м, винт – сталь 35, гайка – чугун, подпятник – шариковый.

Решение.

1. Определим диаметр винта из условия износостойкости, приняв

_см =6 МПа, _н = 1,8 , _h = 0,75

(_н и _h ) – коэффициент высоты гайки и резьбы.

2. По таблицам стандарта выбираем резьбу

85. х 12  d = 85 мм, р = 12 мм шаг резьбы

d₁ = 64, 2 мм, d₂ = 76 мм, h = 9 мм (коэффициенты резьбы), коэффициент трения  = 0,1

Угол подъема резьбы

, что обеспечивает запас самоторможения.

3. Число витков:

H = Zp=1212 = 144 мм

4. КПД домкрата (при наличии слабой смазки в винте  = 0,1)

Задача 4

Определить основные размеры цилиндрической фрикционной передачи привода транспортера. Передаваемая мощность Р, ₁ и ₂ угловые скорости ведущего и ведомого катков.

Дано: Р = 1,5 кв, ₁ = 90 с^-1, ₂ = 30 с^-1.

Решение

1. Выбираем материалы катков: ведущий каток – текстолит ПТК, ведомого (большего) катка – чугун С4 – 18.

2. Передаточное число фрикционной передачи

3. Вращающий момент на ведущем валу

Н/м

4. Задаемся коэффициент ширины катка _а =0,3, коэффициент запаса сцепления k = 1,3.

5. Допускаемое контактное напряжение для текстолитовых катков _н = 100 МПа, коэффициент трения текстолита по чугуну  = 0,3. Модули упругости текстолита Е₁ = 710³ МПа, чугуна Е₂ = 1,1  10⁵ МПа.

Приведенный модуль упругости:

МПа

6. Находим межосевое расстояние

мм

7. Определяем основные размеры катков:

   • диаметр ведущего катка D₁ = 2_a/(u+1)=2106/(3+1)=53мм

   • диаметр ведущего катка D₂ = D₁ u = 533 = 159 мм

   • ширина катков b₂ = _aa = 0,3106=32 мм

b₁ = b₂ + 3 = 32+3 = 35 мм.

Задача 5

Определить основные геометрические параметры зубчатой цилиндрической косозубой пары по следующим исходным данным: допускаемое контактное напряжение материала зубчатых колес _H = 410 МПа, крутящий момент на валу колеса Т₂ =290 Нм, передаточное число зубчатой пары u = 4.

Решение

Примем коэффициент долговечности для длительно работающей передачи К_HL=1, коэффициент неравномерности нагрузки К_H =1.09, коэффициент ширины зубчатого венца _ва=0.4, примем предварительно угол наклона зубьев =10^о.

Из условия контактной прочности межосевое расстояние равно

.

Примем стандартное значение a_{ = 160 мм.}

Нормальный модуль m=(0.01 …0.02)a_ =(0.01…0.02)160 =(1.6…3.2)мм

Примем стандартное значение m=2мм.

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса Z₂=Z₁u=31 4=124

Фактический угол наклона зубьев

Угол  =14^о24^/

Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей вершин зубьев

Диаметры окружностей впадин

Ширина венца зубчатого колеса и шестерни

,

примем

Ответ: a_=160 мм, d₁=64мм, d₂ = 256мм, d_a1=68мм, d_a2260мм, d_f1=59мм, d_f2=251мм, b₁=70мм, b₂=64мм, m=2мм,=14^o24^/.

Задача 6

Выполнить предварительный проектный расчет вала зубчатого колеса по следующим исходным данным: крутящий момент на валу Т=290 Нм, материал вала - сталь 45,допускаемое напряжение на кручение , вала ступенчатого типа.

Решение

1. Диаметр выходного конца вала определяем по крутящему моменту с учетом допускаемого напряжения на кручение

.

2. Диаметр вала под манжетой

, примем .

3. Диаметр вала под подшипниками

.

Внутренние посадочные диаметры подшипников кратны пяти, поэтому принимаем диаметр вала d_п=30мм.

4. Диаметр вала под колесом

d_к=d_п+(4…6)=30+(4…6)=(34…36)мм, принимаем d_к=36мм.