Партнерка на США и Канаду по недвижимости, выплаты в крипто

30% recurring commission
Выплаты в USDT
Вывод каждую неделю
Комиссия до 5 лет за каждого referral

Содержание

Задача №1. 2

1.1 Структурный анализ механизма. 2

1.2. Кинематический анализ механизма. 4

Задача №2. 9

Задача №5. 12

5.1 Определение кинематических параметров привода. 12

5.2 Определение межосевого расстояния редуктора. 14

5.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи. 14

5.4 Определение сил, действующих в зацеплении. 15

5.5 Предварительный расчет валов. 16

5.6 Подбор подшипников качения. 17

5.7 Разработка компоновочного эскиза редуктора. 17

Литература. 19

Задача №1

Дана схема механизма.

Выполнить:

1. Структурный анализ механизма.

1.1. Начертить схему механизма в масштабе kl для заданного углом j мгновенного положения входного (ведущего) звена.

1.2. Определить количество звеньев и кинематических пар механизма.

1.3. Определить степень подвижности W механизма и выделить входящую в него структурную группу Ассура, указав вид группы.

2. Кинематический анализ механизма в положении, заданном углом j.

2.1. Построить планы скоростей и ускорений всех указанных на схеме механизма точек. Угловая скорость входного звена w1 = const.

2.2. Определить величины и направления угловых скоростей wi и ускорений ei звеньев.

Дано: w1 = 20 рад/с; j = 45°; lАВ = 0,15 м; lAC = 0,4 м; lCD = 0,6 м.

Решение:

1.1 Структурный анализ механизма

Выберем масштаб М1:4 и определяем расчетный масштаб построения кинематической схемы:

В этом масштабе по заданным размерам и в положении, определяемом углом j = 45°, строим кинематическую схему механизма (рис. 1):

мм; мм; измерением определяем BC = 78мм.

НЕ нашли? Не то? Что вы ищете?

м.

Рис. 1. План механизма

Степень подвижности механизма определяем по формуле Чебышева:

где n – число подвижных звеньев;

р4 – число высших кинематических пар;

р5 – число низших кинематических пар.

n = 3; р4 = 0; р5 = 4;

Отделяем простейшую группу Ассура, включающую звенья 2 и 3 и три кинематические пары: две вращательные (В1-2 и С3-0) и одну поступательную (В2-3) – группа Ассура 2-го класса 2-го порядка. Оставшаяся часть механизма (ведущее звено АВ и вращательная кинематическая пара А0-1) относится к механизмам 1-го класса (рис. 2).

Формула строения:

Мех. I кл., 1 пор.(1,0) + группа II кл., 3 вид, 2 пор.(2,3) ® Механизм II класса.

Рис. 2. Разложение механизма на группы Ассура

1.2. Кинематический анализ механизма

1.2.1 Построение плана скоростей

Угловая скорость кривошипа АВ задана w1 = 20 рад/с.

Скорость точки В:

м/с.

Из произвольно выбранного полюса «р» проводим перпендикуляр звену АВ в сторону вращения и откладываем отрезок

мм, изображающий скорость точки В (рис. 3).

Масштаб плана скоростей:

С другой стороны, скорость точки В представим в виде векторного равенства сложного движения:

где - вектор относительной скорости точки В вдоль линии ВС;

- вектор переносной скорости точки В вращательного движения вокруг О1, направлен перпендикулярно ВС.

Из полюса «р» проводим прямую, перпендикулярную звену ВС, а из точки b проводим прямую, параллельную BC. На пересечении – точка b1.

м/с;

м/с.

Угловая скорость звена 3:

рад/с;

для определения направления угловой скорости w3 условно перенесем вектор переносной скорости в точку В механизма, и посмотрим направление вращения В относительно С – против часовой стрелки.

Рис. 3 План скоростей

Для определения скоростей точек D, S1 и S3 составляем пропорции:

мм.

От полюса «р» отложим отрезок рd по линии pb1 в сторону вращения звена 3:

м/с.

мм;

м/с.

мм;

м/с.

1.2.2 Построение плана ускорений

Так как кривошип вращается с постоянной угловой скоростью, то точка В имеет только нормальное ускорение, направленное к центру вращения:

м2/с.

Угловое ускорение звена 1:

Из произвольно выбранного полюса «p» проводим линию, параллельную кривошипу АВ, в направлении от В к А, и откладываем отрезок

мм, изображающий ускорение точки В (рис. 4).

Масштаб плана ускорений:

Выразим ускорение точки В через векторное равенство сложного движения:

где - вектор ускорения относительного движения точки В вдоль ВС;

- вектор нормального ускорения переносного движения В вокруг С, направлен вдоль ВС - от В к С;

- вектор касательного ускорения переносного движения В вокруг С, направлен перпендикулярно ВС;

- вектор кориолисова ускорения, направлен перпендикулярно ВС в сторону переносного вращения (по правилу Жуковского).

м/с2;

м/с2.

Из полюса «p» параллельно ВС, в направлении от В к С проводим отрезок:

мм.

Далее из точки b перпендикулярно ВС в сторону вращениz звена 3 отложим отрезок:

мм.

Из точки n3 проводим линию, перпендикулярную ВС, а из точки с3 – линию параллельную ВС – на пересечении получаем точку t3.

м/с2;

рад/с2.

Для определения направления углового ускорения e3 условно перенесем вектор тангенциального ускорения в точку В механизма и посмотрим направление вращения вектора относительно С – по часовой стрелке.

Точки D, S1 и S3 находим на основании свойств плана скоростей и ускорений:

мм.

От полюса «p» отложим отрезок pnd по линии pn3 в направлении от D к С:

м/с2.

мм.

От точки nd отложим отрезок ndd перпендикулярно ВС в направлении углового ускорения звена 3:

м/с2.

Абсолютное ускорение точки D:

м/с2.

мм;

м/с2.

мм;

м/с2.

Рис. 4 План ускорений

Задача №2

На стальную балку, лежащую на двух опорах действуют внешние нагрузки.

Требуется:

1. Выполнить расчетную схему балки по заданным размерам в масштабе.

2. Определить реакции опор балки от действующих нагрузок.

3. Написать аналитические выражения изгибающего момента для каждого расчетного участка балки.

4. Построить эпюры изгибающих моментов с указанием численных значений моментов.

5. По максимальному изгибающему моменту подобрать стальную балку прямоугольного поперечного сечения при допускаемом напряжении на изгиб МПа.

Дано: l = 1м; F1 = 11кН; F2 = 4кН; М1 = 20кН×м..

Решение:

Заменяем опоры реакциями (RA и RB) – рис. 5.

Значения реакций найдем из условий равновесия:

Из 1-го уравнения:

кН;

из 2-го уравнения:

кН.

Проверка:

Реакции найдены верно.

Разобьем балку на 4 участка и найдем на каждом изгибающие моменты методом сечений.

I участок:

;

при z1 = 0 -

при z1 = 1м - кН×м.

Рис. 5. Расчет двухопорной балки

II участок:

при z2 = 1м - кН×м;

при z2 = 2м - кН×м.

III участок:

при z3 = 2м - кН×м;

при z3 = 3м - кН×м.

IV участок:

при z4 = 3м - кН×м;

при z4 = 4м - .

Строим эпюру – рис. 5.

Максимальный изгибающий момент по эпюре:

Мmax = 27 кН×м.

Сечение балки подбираем из условия прочности:

где Wизг – момент сопротивления изгибу балки.

Отсюда:

мм2.

Для балки прямоугольного сечения:

где b – ширина балки;

h – высота балки.

Примем h = 160 мм, тогда:

мм.

Окончательно принимаем балку h = 160мм, b = 60мм.

мм2;

условие прочности выполнено.

Задача №5

Дана схема электромеханического привода, состоящего из электродвигателя, ременной передачи и одноступенчатого цилиндрического редуктора.

Требуется:

Выполнить расчет и разработать компоновочный эскиз редуктора.

Дано: Рвых = 1,5 кВт; nвых = 300 об/мин; Up = 3,75; b = 10 град; МПа.

Решение:

5.1 Определение кинематических параметров привода

3.1.1 Подбор стандартного электродвигателя

Входная мощность на валу электродвигателя определяется с учетом потерь в элементах привода:

где общий КПД привода определяется по формуле:

где - КПД ременной передачи;

- КПД зубчатой передачи;

- КПД одной пары подшипников.

В соответствии с рекомендациями принимаем:

Требуемая мощность двигателя:

кВт.

Выбираем стандартный электродвигатель 4А80В2У3 с номинальной мощностью Рвх = 2,2кВт и асинхронным числом оборотов вала электродвигателя nвх = 2850об/мин.

5.1.2 Определение передаточных чисел элементов привода.

Общее передаточное число привода:

Передаточное число ременной передачи:

5.1.3 Определение частот вращения валов привода

Частота вращения первого (ведущего) вала привода (вала электродвигателя):

nI = nвх = 2850об/мин.

Частота вращения второго вала привода (входного вала редуктора):

об/мин.

Частота вращения третьего вала привода (выходного вала редуктора):

об/мин.

5.1.4 Определение мощностей, передаваемых валами привода

кВт;

кВт.

5.1.5 Определение вращающих моментов, передаваемых валами привода

Н×м;

Н×м.

Сведем полученные данные привода в таблицу 1.

Таблица 1

Нагрузочные характеристики на валах

Вал	P, кВт	n, об/мин	Т, Н×м
I	1,64	2850	3,35
II	1,54	1126	13,06
III	1,5	300	47,75

5.2 Определение межосевого расстояния редуктора

Межосевое расстояние определяем по формуле:

мм,

где U = Up – передаточное число зубчатой передачи; Т2 = ТIII – вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи, Н×м; - допускаемое контактное напряжение для материала колес, МПа; КМ – коэффициент, зависящий от вида передачи; КН – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса; - коэффициент ширины колеса; КНa - коэффициент учета распределения нагрузки между зубьями.

C учетом рекомендаций и полученных значений:

U = 3,75; T2 = 47,75 Н×м; МПа (по условию); КМ = 8500 (для косозубых колес); КН = 1,1; КНa = 1,07; .

мм.

Округлим до ближайшего стандартного значения:

мм.

5.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

Модуль зацепления выберем из интервала:

Принимаем стандартный модуль:

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем и находим действительное значение угла:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное отношение редуктора:

Отличие Up от Uф:

(что меньше допустимого ± 5%).

Диаметры делительных окружностей:

шестерни мм;

колеса мм.

Фактическое межосевое расстояние:

Диаметры вершин зубьев:

шестерни мм;

колеса мм.

Диаметры впадин зубьев:

шестерни мм;

колесамм.

Рабочая ширина зубчатого венца:

мм.

Ширина шестерни:

мм.

5.4 Определение сил, действующих в зацеплении

В косозубом зацеплении зубья шестерни воздействуют на зубья колеса равнодействующей силой Fn, которая раскладывается на силу F (направленную перпендикулярно линии зуб) и радиальную силу Fr (направленную от зуба к центру зубчатого колеса). Сила F, в свою очередь раскладывается на окружную Ft и осевую силу Fa (направленную вдоль оси вращения зубчатого колеса) (рис. 6).

Рис. 6. Схема сил в косозубом зацеплении

Окружная сила:

радиальная сила:

осевая сила:

5.5 Предварительный расчет валов

Условие прочности вала:

Мпа,

где - напряжение, возникающее при кручении вала, МПа; - допускаемое напряжение при кручении, принимаем МПа; Wp – полярный момент сопротивления, для круга: мм3.