Выполнение курсовой работы по разделу Детали машин

Машиностроительное черчение
Геометрическое черчение
Проекционное черчение
Изучение резьбовых соединений
Соединение деталей
Эскизы и рабочие чертежи деталей
Чтение и детелирование сборочного чертежа
Сборочный чертеж изделия
Графический редактор КОМПАС
Соединение деталей клейкой или пайкой
Начертательная геометрия
Техническая механика
Инженерная графика
Атомная энергетика
Электротехника
Расчет цепей постоянного тока
Метод узлового напряжения
Расчет цепей переменного тока
Пример расчета трехфазной цепи
Решение задач
Лабораторная работа
Лабораторные работы по ТОЭ
Исследование линейной электрической
цепи постоянного тока
Параллельная цепь переменного тока
Трехфазные нагрузочные цепи
Испытание однофазного трансформатора
Испытание генератора постоянного тока
Испытание асинхронного короткозамкнутого
двигателя
Испытание синхронного двигателя
Исследование переходных процессов
Линейная электрическая цепь второго порядка
Исследование полупроводниковых
выпрямителей
Трехфазные выпрямители
Характеристики и параметры биполярных
транзисторов
Исследование усилителя постоянного тока
Исследование усилителя низкой частоты
на транзисторе
Исследование управляемого тиристорного
выпрямителя
Исследование полупроводникового
стабилизатора напряжения
Исследование дешифраторов
Исследование электрических свойств
сегнетоэлектриков
Исследование свойств ферромагнитных
материалов
Температурная зависимость
сопротивления окислов металлов
Исследование электропроводности
полупроводниковых материалов
Математика
Лекции по математике

Вычислить несобственный интеграл

Дифференциальные уравнения (ДУ)

Степенные ряды

Неопределенный интеграл

Несобственный интеграл 1-го рода

Исследовать сходимость интеграла

Основные методы интегрирования

Метод интегрирования по частям

Вычисление площадей плоских фигур

Определенный интеграл и его приложения

Однородные уравнения

Условие Липшица

История искусства
Абстрактное искусство
Романская и готическая архитектура
Архитектура ренессанса
Нотер-Дам-де-Пари
Архитектура Италии
Русское деревянное зодчество
Русское барокко
Судьба советской архитектуры

ПРИМЕРЫ РЕШЕНИЯ ЗАДАЧ ВТОРОЙ ГРУППЫ

Пример 4.3.1 Косозубое цилиндрическое колесо передает на вал номинальный вращающий момент Т = 400 Н м. На зубья колеса действуют силы: окружная Ft = 4000 H; радиальная Fr, =1500 H и осевая Fa = 1000 Н; точка приложения этих сил расположена в середине зубчатого венца колеса на диаметре . Размеры деталей соединения даны на рисунке 4.11. Материал колеса и вала: сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость поверхности 240... 260 НВ, пределы текучести  = 650 МПа. Сборка осуществляется запрессовкой. Требуется подобрать стандартную посадку для передачи заданной нагрузки.

Решение. 1 Коэффициент запаса сцепления принимаем K = 3 , так как на соединение действуют циклические напряжения изгиба. Напряжения изменяются потому, что силы Ft , Fr и Fa в пространстве неподвижны, а соединение вал-колесо вращается.

2 Коэффициент трения f = 0,08 (см. таблица 4.11), так как детали соединения стальные без покрытий и сборка осуществляется под прессом (запрессовка).

3 Действующий на соединение изгибающий момент от осевой силы Fa на колесе равен

MИ = Fa  / 2 = 1000×200 / 2 = 100 Н×м = 100000 Н×мм.

4 Потребное давление для передачи вращающего момента Т и осевой силы Fa определяем по формулам (4.1) и (4.2)

 = 47,5 МПа.

5 Потребное давление для восприятия изгибающего момента MИ из условия нераскрытия стыка находим по формуле (4.3)

 = 6,09 МПа.

Для дальнейшего расчета в качестве потребного давления P выбираем большее значение, т. е. P = P1 = 47,5 МПа.

6 Расчетный теоретический натяг определяем по формуле Ляме (4.4)

.

Посадочный диаметр соединения d = 60 мм (см. рисунок 2.11), вал сплошной стальной с параметрами: d = 60 мм; d1 = 0;  = 0,3; E1= 2,1×105 МПа; ступица (зубчатое колесо) стальная с параметрами: d2 = 95 мм; d = 60 мм;  = 0,3; E2 = 2,1×105 МПа, здесь условно принимают наружный диаметр d2 охватывающей детали равным диаметру ступицы зубчатого колеса.

Тогда по формулам (4.5), (4.6) коэффициенты

 = 1 – 0,3 = 0,7;

 = 2,63.

При этих параметрах потребный расчетный теоретический натяг равен (4.4)

 = 45,2 мкм.

6 Поправка на обмятие микронеровностей (4.9) составляет

u = 5,5·( Ra1 + Ra2) = 5,5·(0,8 + 1,6) = 13,2 мкм,

где Ra1 = 0,8, Ra2 = 1,6 согласно рисунка 4.11.

7 Температурную поправку  принимаем равной нулю. Минимальный натяг, требуемый для передачи заданной нагрузки, равен (4.11)

 = 45,2 + 13,2 + 0 = 58,4 мкм.

8 Давление на поверхности контакта, при котором эквивалентные напряжения в ступице колеса достигают значения предела текучести материала ступицы  = 650 МПа, находим по формуле (4.14)

МПа.

9 Расчетный натяг, соответствующий давлению [P] max , т. е. натяг, при котором эквивалентные напряжения у внутренней поверхности ступицы достигнут предела текучести материала ступицы, составляет (4.13)

 = 185,9 мкм.

10 Максимально допустимый натяг (4.12) по условию отсутствия зон пластических деформаций у охватывающей детали (ступице зубчатого колеса) равен

 Nmax = [dmax] + и = 185,9 + 13,2 = 199,1 мкм

 11 Для образования посадок принимаем систему отверстия. Допускаем вероятность появления (риск появления) больших и меньших натягов 0,14%, т.е. принимаем надежность Р (t) = 0,9986. Условия пригодности посадки

 N min ≥ N Р min ; N Р max ≤ N max .

 12 В таблице Б10, из числа рекомендуемых стандартных посадок пригодна посадка Ø 60 Н7/u7 , для которой вероятностный минимальный натяг N Р min = 66 мкм больше минимального натяга, требуемого для передачи заданной нагрузки, N min = 58,4 мкм, а максимальный вероятностный натяг N Р max = 108 мкм меньше максимального натяга по условию отсутствия пластических деформаций у ступицы колеса N max = 199,1 мкм.

 Прочность деталей соединения, в частности ступицы зубчатого колеса, проверять не надо, так как у выбранной посадки максимальный вероятностный натяг N И min =108 мкм. При таком натяге эквивалентные напряжения в ступице будут меньше предела текучести, поскольку эквивалентные напряжения в ступице достигают предела текучести при натяге 199,1 мкм.

Пример 4.3.2 Рассчитать и сконструировать заклепочное соединение внахлестку двух полос с размерами в сечении b ´ d = 150 ´ 6 (рисунок 4.12); сила F, действующая на соединение, приложена по оси симметрии листов и равна 80 кН. Материал листов сталь Ст 3, заклепок - сталь Ст 2.

Решение. 1 Расчет ведем для прочного заклепочного соединения [1, с.121].

Определим диаметр заклепок

 d0 = (1,8... 2)·d = (1,8... 2)·6 = 10,8...12 мм.

Примем d0 =12мм.

2 Определим максимальную нагрузку на одну заклепку из условия среза (см. формулу (4.1) [1, с.120])

F1¢= A ∙k ∙[tСР] = 113×1×140 = 15820 Н;

где:  мм2.

3 Необходимое число заклепок

 = 5,05.

Принимаем число заклепок z = 6 .

Чтобы уменьшить влияние изгиба на прочность соединения, располагаем заклепки в 2 ряда по 3 в каждом (см. рисунок 4.12).

4 Определим расстояние от оси заклепки до края листа – e и шаг p между заклепками в ряду [1, с.121]

p = 3 ∙d0 = 3 ∙12 = 36 мм , принимаем p = 50 мм

e = 2 ∙d0 = 2 ∙12 = 24 мм, принимаем e = 25 мм.

4 Проведем проверку по напряжениям смятия (см. формулу (4.2) [1, с.120])

 = 185 МПа   = 280 МПа,

уточнив при этом нагрузку, приходящуюся на одну заклепку

 = 13300 Н.

5 Проверим прочность листов по ослабленному заклепками сечению А – А (см. формулу (4.3) [1, с.120])

= 117 МПа <  = 160 МПа .

Условие прочности выполнено.

На главную