Воробьев Ю.В., Ковергин А.Д., Галкин П.А., Баронин Г.С. Контрольные задания по курсу "Детали машин"
.pdfC |
|
C |
|
|
|
3 |
|
0,7 |
|
2,48 |
|
|
3 |
|
мкм, |
|
|
1 |
+ |
|
2 |
|
10 |
|
|
+ |
|
|
10 |
= 31,3 |
|||
E |
|
2,1 105 |
|
|
||||||||||||
N = pd |
E |
2 |
|
|
= 29,55 70 |
2,1 105 |
|
|||||||||
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где E1 = E2 = 2,1·105 МПа– модуль упругости для материала колеса и вала; С1 и С2 – коэффициенты, определяемые по формулам:
C1 =1−µ =1−0,3 = 0,7 ; |
|
d2 |
+ d2 |
|
1152 |
+702 |
+0,3= 2,48; |
C2 = |
1 |
|
+µ = |
|
|
||
d2 |
−d2 |
1152 |
−702 |
||||
|
|
1 |
|
|
|
|
|
здесь µ = 0,3 – коэффициент Пуассона для стальных деталей. 4 Определяем минимальный табличный натяг
Nmin = N +(Rz1 + Rz2) 1,2 = 31,3+1,2(6,3+10) = 50,86 мкм;
здесь Rz1 и Rz2 – максимальные высоты микронеровностей для поверхности вала и ступицы соответственно.
5 Выбираем посадку Ø70 H7u7 , схема полей допусков для которой показана на рис. 33. Тогда Nmin =
102 – 30 = 72 мкм > 50,86 мкм.
6 Проверим прочность ступицы после сборки.
6.1 Рассчитаем давление в соединении при максимальном натяге:
pmax = |
Nmax −1,2(Rz1 + Rz2) |
= |
|
|
132−19,6 |
|
|
=106 МПа. |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
C2 |
|
|
3 |
|
|
0,7+ 2,48 |
|
3 |
|
|||
|
C1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
d |
|
+ |
|
|
|
10 |
|
|
70 |
|
|
|
10 |
|
|
|
E |
E |
2 |
|
|
2,1 105 |
|
|
||||||||
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
6.2 Определим допускаемое давление в соединении:
|
d2 |
−d2 |
|
1152 −702 |
=142 МПа. |
[p]≤ σт |
1 |
|
= 450 |
|
|
2d2 |
2 1152 |
||||
|
|
1 |
|
|
|
Прочность ступицы колеса обеспечена, так как 106 МПа < 142 МПа. Также обеспечена и прочность вала при сплошном поперечном сечении [1].
Рис. 33 Схема полей допусков вала и отверстия для посадки Ø70 H7u7
Пример 2. По данным примера 1 рассчитать соединение зубчатого колеса с валом по двум вариантам:
1)призматической шпонкой;
2)прямобочными шлицами (зубьями). 1 Определим размеры соединений.
1.1 Поперечное сечение шпонки по ГОСТ 10748–79 [7] – b = 20 мм, h = 18 мм, длину из условия
размещения внутри ступицы – lp = l −b−5 = =105−20−5 =80 мм.
1.2 По ГОСТ 1139–80 [7] выбираем легкую серию с центрированием по внутреннему диаметру – d −10×72 H7f7 ×78×12 F8f8 ; длину соединения – lp = l =105 мм.
2 Проверим работоспособность соединений.
2.1 На прочность по напряжениям смятия:
σсм = |
|
4Т |
= |
4P 30 |
|
= |
|
|
4 75 106 30 |
= 85,3МПа. |
|||||||||
|
d hlp |
|
|
|
3,14 300 70 20 80 |
||||||||||||||
|
|
|
|
πnd hlp |
|
|
|
||||||||||||
Допускаемые напряжения |
[1] |
для |
|
шпонки |
|
из |
углеродистой |
стали и переходной посадки |
|||||||||||
[σсм]=100 МПа, что больше чем σсм = 85,3МПа, следовательно, условие прочности выполняется. |
|||||||||||||||||||
2.2 По обобщенному критерию работоспособности [1]: |
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
σ |
см |
= |
|
|
2Т |
|
|
= |
|
2P 30 |
|
= |
|
|
||
|
|
|
K zhdср lp |
πnK zhdср lp |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
= |
|
|
|
2 |
75 106 30 |
|
= 27 |
МПа, |
|||||
|
|
|
|
|
|
3,14 300 |
0,75 10 3 75 105 |
где K = 0,75 – коэффициент неравномерности; z = 10 – число зубьев (шлиц); h = 0,5(D – d) = 0,5(78 – 72)
=3 мм – рабочая высота зубьев (шлиц); D = 78 мм – наружный диаметр шлицевого вала; dср = 0,5(D + d)
=0,5(78 + 72) = 75 мм – средний диаметр шлицевого вала.
Допускаемые напряжения [1] для неподвижного соединения в средних условиях эксплуатации [σсм]= 60 МПа, что больше чем σсм = 27МПа, следовательно, условие прочности выполняется.
Пример 3. Определить размеры лобового и фланговых швов сварного соединения (рис. 34). Соединение выполнено внахлестку сплошным нормальным швом: толщина накладки δ1, больше толщины полки уголка δ2. Материал свариваемых деталей сталь Ст3. Электрод Э42. Соединение должно быть равнопрочно основному материалу. Сварка ручная электродуговая.
Рис. 34 Сварное нахлесточное соединение:
1 – накладка; 2 – уголок
1 Допустимую величину передаваемого усилия F определим по условию прочности углового профиля на растяжение
σр = FA≤ [σр],
где F – растягивающее усилие; А – площадь поперечного сечения уголка; [σр] – допускаемое напряже-
ние растяжения.
Свариваемые детали выполнены из стали Ст3 [4], для которой σт = 220 МПа, тогда [σр] = σт/n = 220/1,46 = 150 МПа, где n = (1,4 … 1,6) – запас прочности при расчете деталей на растяжение [1]. Площадь поперечного сечения уголка 160×160×12 находим по сортаменту [4] S = 3740 мм2. Тогда допускаемая величина передаваемого усилия
F = A[σр ]=3740 150 =561 000Н.
2 Рассчитаем суммарную длину швов в соединении
(l |
+l |
|
+l |
|
)= |
F |
= |
561 000 |
= 750 мм, |
|
|
0,7k[τ′ср] |
0,7 12 90 |
||||||
1 |
|
2 |
|
3 |
|
|
|
где [τ′ср]= 0,6[σр]= 0,6 150 = 90 МПа – допускаемые напряжения среза в сварных швах; k ≤ 12 мм – катет
сварного шва.
3 Определим длины фланговых швов, при z0 = 43,9 мм. Суммарная длина фланговых швов, при l3 = 160 мм: (l1 + l2) = 750 – 160 =590 мм. Из условия равнопрочности швов
l1 |
= |
l3 − z0 |
= |
160− 43,9 |
= 2,64. |
|
l2 |
z0 |
43,9 |
||||
|
|
|
Тогда l1 = 590 – l2 = 590 – 0,378 l1; l1 = 428 мм; l2 = 162 мм.
Пример 4. Рассчитать болты фланцевой муфты (рис. 35), если передаваемая мощность Р = 40 кВт, частота вращения n = 100 об/мин, диаметр D0 = 236 мм и число болтов z = 6. Нагрузка постоянная, коэффициент трения между полумуфтами f = 0,2. Болты изготовлены из качественной углеродистой стали
– Сталь 20.
Расчет выполнить для двух вариантов конструкций: а) болты поставлены с зазором; б) болты поставлены без зазора.
Рис. 35 Расчетная схема муфты
1 Определим вращающий момент, передаваемый муфтой,
T = 9,55 103 Pn = 9,55 103 40100103 = 3,82 106 Н·мм.
2 Определим окружное усилие, приходящееся на один болт,
F = |
2T |
= |
2 3,82 106 |
= 5395Н. |
|
D z |
236 6 |
||||
|
|
|
|||
|
0 |
|
|
|
3 Рассчитаем внутренний диаметр резьбы из условия прочности на растяжение (вариант а):
|
σ |
экв |
= |
1,3Fзат |
= 1,3k F |
4 = [σ], |
|
||||
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
πd |
2 |
|
πd2 f |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
1 |
|
|
|
||
откуда |
|
|
|
|
4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d1 = |
1,3 4k F |
= |
|
1,3 4 1,3 |
5395 |
= 27 |
мм, |
||||
πf [σ] |
|
|
|
3,14 0,2 120 |
где k = 1,3 – коэффициент запаса по условию отсутствия сдвига [1]; [σ]= [σSт]= 2402 =120МПа – допустимое
напряжение растяжения; [S] – коэффициент запаса [1].
По таблице стандартов [6] выбираем болт с резьбой М36, для которой внутренний диаметр d1 = 31,67 мм.
4 Рассчитаем диаметр болта из условия прочности на срез (вариант б):
|
|
τ = |
|
F |
≤ [τ], |
|
||
|
|
|
πd2 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4 |
|
|
|
откуда |
|
|
|
|
|
|
|
|
d = |
4F |
= |
|
4 5395 |
= 8,4 |
мм; |
||
π |
[τ] |
|
3,14 96 |
здесь [τ]= 0,4 σт = 0,4 240 = 96МПа [1, с. 55].
По таблице стандартов [6] выбираем болт с резьбой М10.
Вывод: болт поставленный без зазора обеспечивает меньшие габариты и вес муфты, однако требует более дорогой обработки и сборки.
Пример 5. Рассчитать сварные швы для крепления боковин 1 неподвижного блока к основанию 2 (рис. 36), по следующим данным: F = 35 кН; α = 30°; Н = 430 мм; А = 300 мм.
Рис. 36 Блок неподвижный:
1 – боковина; 2 – основание 1 Принимаем, что соединение выполнено угловым швом без разделения кромок. Определим изги-
бающий момент и растягивающую силу, действующие на соединение:
M = FH cosα = 35 000 0,43 0,866 =13033Н м;
F = Fsinα = 35 000 0,866 =17 500Н.
2 Определим допускаемые напряжения. Принимаем материал соединяемых деталей Ст3. При ручной дуговой сварке [1]:
[τ′ср]= 0,6 [σр]= 0,6 150 = 90 МПа.
3Определим катет шва из условия прочности [1]:
τ= 4A62M0,7k + 4A F0,7k = [τ′cp ];
k = |
|
6M + AF |
|
= |
6 13033+0,3 17500 = 0,0037мм ≈ 4 мм. |
|||||||||
2 |
|
|
] |
|||||||||||
|
|
′ |
|
2 |
|
|
6 |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
4 0,3 0,7 90 10 |
|
|
|
|
|||||
|
|
4A 0,7k[τ |
|
|
|
|
|
|||||||
4 Определим толщину боковин по условию δ ≥ 2k = 2 4 =8мм. |
|
|||||||||||||
Проверим прочность боковин в опасном сечении: |
|
|
|
|
|
|||||||||
σ = |
|
6M |
+ |
F |
|
= |
6 13033 |
+ |
17500 |
|
= 57,95 106 |
Па. |
||
2δA2 |
2δA |
2 0,008 0,32 |
2 0,008 |
0,3 |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
σ = 57,95МПа < [σp]=150МПа – следовательно, условие прочности выполняется.
СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Иванов М.Н., Финогенов В.Н. Детали машин. М.: Высш. шк., 2003. 408 с. 2 Гузенков П.Г. Детали машин. М.: Высш. шк., 1986. 359 с.
3 Чернавский С.А. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1984. 558 с.
4 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: 7-е изд., перераб. и доп. М.: Машино-
строение, 1992. Т. 1. 720 с.
5 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: 7-е изд., перераб. и доп. М.: Машино-
строение, 1992. Т. 3. 720 с.
6 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: 7-е изд., перераб. и доп. М.: Машино-
строение, 1992. Т. 2. 748 с.
7 Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. М., 1992. 352 с.
8 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985. 416 с. 9 Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М., 1975. 551 с.
10Курсовое проектирование деталей машин / Под ред. В.Н. Кудрявцева. Л., 1983. 400 с.
11Решетов Д.Н. Детали машин. М., 1974. 520 с.
12Пронин Б.А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы). М.: Машиностроение, 1980. 320 с.
13Проектирование планетарных передач: Метод. указ. / А.Д. Ковергин, Л.Х. Никитина, Н.Ф. Майникова, Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 1993. 36 с.
14Ничипорчик С.Н. и др. Детали машин в примерах и задачах. М.: Высш. шк., 1981. 432 с.