реферат
Главная

Рефераты по зарубежной литературе

Рефераты по логике

Рефераты по маркетингу

Рефераты по международному публичному праву

Рефераты по международному частному праву

Рефераты по международным отношениям

Рефераты по культуре и искусству

Рефераты по менеджменту

Рефераты по металлургии

Рефераты по муниципальному праву

Рефераты по налогообложению

Рефераты по оккультизму и уфологии

Рефераты по педагогике

Рефераты по политологии

Рефераты по праву

Биографии

Рефераты по предпринимательству

Рефераты по психологии

Рефераты по радиоэлектронике

Рефераты по риторике

Рефераты по социологии

Рефераты по статистике

Рефераты по страхованию

Рефераты по строительству

Рефераты по схемотехнике

Рефераты по таможенной системе

Сочинения по литературе и русскому языку

Рефераты по теории государства и права

Рефераты по теории организации

Рефераты по теплотехнике

Рефераты по технологии

Рефераты по товароведению

Рефераты по транспорту

Рефераты по трудовому праву

Рефераты по туризму

Рефераты по уголовному праву и процессу

Рефераты по управлению

Контрольная работа: Расчет балки

Контрольная работа: Расчет балки

Задача №1.

привод крутящий момент балка

Р = 13 кН, М = 9 кН·м,

l1 = 0,9 м, l2 = 1,1 м,

α = 30°.

RA – ? NA – ? RB – ?

Решение

Составим расчетную схему балки, опоры заменим реакциями опор (рис. 1).

Рис. 1

Составим уравнение моментов относительно точки А:

ΣМ(А) = RB·sinα·l2 – M – P(l1 + l2) = 0;


Составим уравнение моментов относительно точки B:

ΣМ(B) = – RA·l2 – M – P·l1 = 0;

Проверка:

ΣFY = RB·sinα + RA – P = 0;

63,6·sin30° – 18,8 – 13 = 0;

0 = 0 – реакции найдены верно.

Составим уравнение сил по оси х:

ΣFХ = NA – RB·cosα = 0;

NA = RB·cosα = 63,6·cos30° = 55,1 кH.

Реакции опорного шарнира: RA и NA.

Сила, нагружающая стержень по модулю равна RB и направлена в противоположную сторону.

Задача №2.

М1 = 440 Н·м, М2 = 200 Н·м,

М3 = 860 Н·м, [τ]кр = 100 МПа,

Ст3, круг, кольцо d0/d = 0,7

d кр – ? d0 – ? d – ?

Решение

Для заданного бруса построим эпюру крутящих моментов (рис. 2).

Заданный брус имеет три участка нагружения.

Возьмем произвольное сечение в пределах I участка и отбросим левую часть бруса.

Рис. 2

На оставленную часть бруса действуют моменты М1 и МZI. Следовательно:

МZI = М1 = 440 Н∙м.

Взяв произвольное сечение в пределах II участка, и рассматривая равновесие оставленной части бруса получим:

МZII = М1 – M2 = 440 – 200 = 240 Н∙м.

Взяв произвольное сечение в пределах III участка, и рассматривая равновесие оставленной части бруса получим:


МZIII = М1 – M2 + M3 = 440 – 200 +860 = 1100 Н∙м.

По имеющимся данным строим эпюру крутящих моментов.

Условие прочности:

Отсюда:

Для круга:

Для кольца:

Массы брусьев.

Круг.

Кольцо.

Так как S2 < S1, то масса бруса с сечением в форме круга больше, чем с сечением в форме кольца.

Увеличим размер сечения в два раза.

Рассмотрим круг.

При увеличении размера сечения круга в 2 раза, нагрузку на брус можно увеличить в 8 раз.

Затраты материала увеличатся в 4 раза.

Аналогично получаются такие же результаты для сечения в форме кольца, так как формулы схожи.


Задача №3.

F = 21 кН, М = 13 кН·м,

l1 = 0,9 м, [δ]изг = 150 МПа,

l2 = 0,5 м, l3 = 0,7 м,

Ст3, швеллер, прямоугольник

h/b = 3

швеллер – ? h – ? b – ?

Решение

Отбросив опоры, заменим их действие на балку реакциями RA и RВ. Определим значение RA и RВ.

ΣМА(Fi) = F·l1 + M – RВ (l1 + l2 + l3) = 0;

ΣМB(Fi) = – F·(l2 +l3) + M + RA (l1 + l2 + l3) = 0;

Проверка:

ΣFi = RB + RA – F = 0;


15,2 + 5,8 – 21 = 0;

0 = 0 – реакции найдены верно.

Балка имеет три участка нагружения.

Возьмем произвольное сечение в пределах I участка:

QyI = RA = 5,8 кН

МХI = RA∙z

При z = 0; МХI(0) = 0.

При z = l1; МХI(0,9) = 5,8∙0,9 = 5,2 кН∙м.

Возьмем произвольное сечение в пределах II участка:

QyII = RA – F = 5,8 – 21 = -15,2 кН

Рис. 3

МХII = RA∙z – F (z – l1)

При z = l1 + l2; МХII(1,4) = 5,8∙1,4 – 21∙0,5 = -2,4 кН∙м.


В точке, расположенной бесконечно близко справа от точки С:

МХII’ = RA∙z – F (z – l1) + M

МХII’ (1,4) = 5,8∙1,4 – 21∙0,5 + 13 = 10,6 кН∙м.

Возьмем произвольное сечение в пределах III участка:

QyIII = RA – F = 5,8 – 21 = -15,2 кН

МХIII = RA∙z – F (z – l1) + M

В точке В: МХIII = 0.

По имеющимся данным строим эпюры поперечных сил и изгибающих моментов (рис. 3).

Условие прочности:

Отсюда:

Швеллер.

Берем швеллер №14а с WX = 77,8 см3, SX = 45,1 см3 = 4,51∙10-5 м3.

Прямоугольник.

Так как SХ < S, то масса балки с сечением в форме прямоугольника больше, чем масса балки из швеллера.

Увеличим размеры прямоугольного сечения в два раза.

- затраты материала увеличатся в два раза.

- нагрузку можно увеличить в два раза.

- затраты материала увеличатся в два раза.

- нагрузку можно увеличить в четыре раза.


Задача №4

lф = 100 мм, [τ]ср = 80 МПа,

k = 6 мм, [τ]’ср = 100 МПа.

d – ?

Решение

Найдем силу F из условия прочности швов при срезе.

I схема.

F = 0,7·[τ]’ср ·k·2·lф = 0,7·100·106·0,006·2·0,1 = 84 кН

II схема.

F = 0,7·[τ]’ср ·k·4·lф = 0,7·100·106·0,006·4·0,1 = 168 кН

Условие прочности на срез:


Определим диаметр пальца из условия прочности при срезе.

I схема.

Берем d = 37 мм.

II схема.

Берем d = 37 мм.

Задача №5.

Рдв = 4 кВт, ωдв = 158 рад/с, Z3 = 24, Z4 = 36, ωвых = 38 рад/с, ηц = 0,97, ηк = 0,95,

а = 140 мм, ψ = 0,5.

ηобщ – ? Uобщ – ? Рi – ? Mi – ?


Решение

Общий КПД привода:

ηобщ = ηц · ηк · ηм · ηп3

ηц. – КПД зубчатой цилиндрической передачи;

ηк. – КПД зубчатой конической передачи;

ηм = 0,98 – КПД муфты;

ηп = 0,98…0,99; принимаем ηп = 0,98 – КПД пары подшипников качения.

ηобщ = 0,97 · 0,95 · 0,98 · 0,983 = 0,85

Общее передаточное отношение привода:

Uобщ = ωдв / ωвых = 158 / 38 = 4,16

Передаточное отношение конической передачи:

Uк = Z4 / Z3= 36 / 24 = 1,5

Передаточное отношение цилиндрической передачи:

Uц = Uобщ / Uк = 4,16 / 1,5 = 2,77

Вал двигателя.

Рдв = 4 кВт;

ωдв = 158 рад/с;

Тдв = Рдв / ωдв = 4000 / 158 = 25,32 Н·м.


Быстроходный вал редуктора.

Р1 = Рдв · ηм · ηп = 4 · 0,98 · 0,98 = 3,84 кВт;

ω1 = ωдв = 158 рад/с;

Т1 = Тдв · ηм · ηп = 25,32 · 0,98 · 0,98 = 24,32 Н·м.

Тихоходный вал редуктора.

Р2 = Р1 · ηп · ηц = 3,84 · 0,98 · 0,97 = 3,65 кВт;

ω2 = ω1 / Uц = 158 / 2,77 = 57,04 рад/с;

Т2 = Т1 · Uц · ηц. · ηп = 24,32 · 2,77 · 0,98 · 0,97 = 64,04 Н·м.

Выходной вал привода.

Р3 = Р2 · ηп · ηк = 3,65 · 0,98 · 0,95 = 3,4 кВт;

ωвых = 38 рад/с;

Т3 = Т2 · Uк · ηк. · ηп = 64,04 · 1,5 · 0,98 · 0,95 = 89,43 Н·м.

Данный привод имеет две ступени. Первая ступень – косозубый цилиндрический редуктор. Вторая ступень – открытая коническая передача. Электродвигатель соединен с быстроходным валом редуктора муфтой. Основные технические характеристики привода:

·  КПД – 0,85;

·  Общее передаточное число – 4,16;

·  Вращающий момент на выходном валу – 89,43 Н·м;

·  Угловая скорость выходного вала – 38 рад/с.

Цилиндрические колеса, у которых зубья расположены по винтовым линиям на делительном диаметре, называют косозубыми. При работе такой передачи зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, как в прямозубой, а постепенно; передаваемая нагрузка распределяется на несколько зубьев. В результате по сравнению с прямозубой повышается нагрузочная способность, увеличивается плавность работы передачи и уменьшается шум. В целом, косозубые колёса применяются в механизмах, требующих передачи большого крутящего момента на высоких скоростях, либо имеющих жёсткие ограничения по шумности.

Недостатками косозубых колёс можно считать следующие факторы:

При работе косозубого колеса возникает механическая сила, направленная вдоль оси, что вызывает необходимость применения для установки вала упорных подшипников;

Увеличение площади трения зубьев (что вызывает дополнительные потери мощности на нагрев), которое компенсируется применением специальных смазок.

Основные формулы для расчета косозубой передачи приведены ниже.

Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которых оси валов пересекаются под некоторым углом. Наиболее распространены передачи с углом 90°.

Аналогами начальных и делительных цилиндров цилиндрических передач в конических передачах являются начальные и делительные конусы с углами δ1 и δ2.

При коэффициентах смещения инструмента х1 + х2 = 0 начальные и делительные конусы совпадают. Конусы, образующие которых перпендикулярны образующим елительных конусов, называют дополнительными конусами. Сечение зубьев дополнительным конусом называют торцовым сечением. Различают внешнее, внутреннее и среднее торцовые сечения.

Основными габаритными размерами для конических передач являются de2 и Re, а нагрузка характеризуется моментом Т2 на ведомом валу. Основные зависимости:


,

,

,

d’m1 = d’e1(R’e – 0,5b’)/R’e,

m’nm = m’tmcosβn,

dm1 = mtmz1, dm2 = mtmz2.

Из различных типов конических колес с непрямыми зубьями на практике получили распространение колеса с косыми или тангенциальными зубьями и колеса с круговыми зубьями. Преимущественное применение получили колеса с круговыми зубьями. Они менее чувствительны к нарушению точности взаимного расположения колес, их изготовление проще.

Конические передачи применяются при пересекающихся валах. Конические передачи дорогие. Выгодны не прямозубые, а косозубые колеса, так как они позволяют уменьшить габариты и массу.

Выполним геометрический расчет передачи редуктора.

Модуль зацепления:

m = (0,01–0,02) α = 1,4 – 2,8 мм, принимаем m = 2 мм.

Ширина колеса:

b2 = ψ · α = 0,5 · 140 = 70 мм

b1 = b2 + 5 = 70 + 5 = 75 мм – ширина шестерни.

Минимальный угол наклона зубьев:

βmin = arcsin = arcsin = 5,7°


При β = βmin сумма чисел зубьев zc = z1 + z2 = (2α/m) cos βmin = (2 · 140/2) cos 5,7°= 139,3

Округляем до целого: zc = 139

Угол наклона зубьев:

β = arccos = arccos = 6,85°,

при нем zc = (2 · 140/2) cos 6,85° = 139

Число зубьев шестерни:

z1 = zc / (Uц + 1) = 139 / (2,77 + 1) ≈ 37

z2 = 139 – 37 = 102 – колеса.

Передаточное число:

Uф = 102 / 37 = 2,76, отклонение ΔU = 0,02U – допустимо.

Диаметры делительных окружностей:

d1 = m z1 /cos β = 2 · 37 / cos 6,85° = 74,5 мм – шестерни;

d2 = m z2 /cos β = 2 · 102 / cos 6,85° = 205,5 мм – колеса.

Торцевой (окружной) модуль:

mt = m /cos β = 2 / cos 6,85° = 2,014

Диаметры вершин зубьев:

dа1 = d1 + 2m = 74,5 + 2 · 2 = 78,5 мм;

dа2 = d2 + 2m = 205,5 + 2 · 2 = 209,5 мм.


Диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 - 2,5m = 74,5 – 2,5 · 2 = 69,5 мм;

df2 = d2 - 2,5m = 205,5 – 2,5 · 2 = 200,5 мм.



© 2011 Онлайн база рефератов, курсовых работ и дипломных работ.