P PO OD DS ST T A AW WY Y K KO ON NS ST T R RU UK KC CJ J I I M MA AS SZ Z Y YN N ( ( Z Z a ad da an ni i a a p pr r z z y yk k ł ł a ad do ow we e, , c c z z ę ęś ś ć ć I I I I ) ) 2015/2016 Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 1 1. SPRZĘGLO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgla z uwagi na naciski powierzchniowe w rowkach wpustowych. Przyjąć, że p dop = 60 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdluż osi polączenia. M = 500 Nm d 2 = 60 mm d 1 = 50 mm Wpusty: E360 (St7) b 2 ×h 2 ×t 2 = 16×10×6 mm b 1 ×h 1 ×t 1 = 14×9×5.5 mm D = 90 mm l 2 = 70 mm l 1 = 65 mm L = 165 mm Wal 2: stal Wal 1: stal 2. SPRZĘGLO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgla z uwagi na naprężenia ścinające we wpustach. Przyjąć, że k t = 55 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdluż osi polączenia. 3. SPRZĘGLO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgla z uwagi na naprężenia skręcające w tulei i w walkach. Przyjąć, że k sj = 75 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdluż osi polączenia. 4. SPRZĘGLO - TULEJA REDUKCYJNA. Do polączenia walka z otworem w dużym kole zębatym zastosowano tuleję redukcyjną jak na rysunku. Sprawdzić nośność polączenia z uwagi na naciski powierzchniowe w rowkach wpustowych. Przyjąć, że p dop = 60 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdluż osi polączenia. M = 1100 Nm d 1 = 52 mm d 2 = 83 mm Wpusty: E360 (St7) b 1 ×h 1 ×t 1 = 14×9×5.5 mm b 2 ×h 2 ×t 2 = 20×12×7.5 mm l 1 = 110 mm l 2 = 115 mm L = 125 mm Wal: stal Tuleja: stal l 2 b 2 d 2 D d 1 l 1 b 1 M M L t 2 t 1 h 1 h 2
16
Embed
PODSTAWY KONSTRUKCJI MASZYN (Zadania przykładowe, …pobox.mech.pk.edu.pl/~hsa/ZadaniaPrzykladowePKM(czII).pdf · PODSTAWY KONSTRUKCJI MASZYN (Zadania przykładowe, część II)
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 1
1. SPRZĘGŁO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naciski powierzchniowe w rowkach wpustowych. Przyjąć, że pdop = 60 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia.
M = 500 Nm d2 = 60 mm d1 = 50 mm
Wpusty: E360 (St7) b2×h2×t2 = 16×10×6 mm b1×h1×t1 = 14×9×5.5 mm
D = 90 mm l2 = 70 mm l1 = 65 mm
L = 165 mm Wał 2: stal Wał 1: stal
2. SPRZĘGŁO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia ścinające we wpustach. Przyjąć, że kt = 55 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia.
3. SPRZĘGŁO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia skręcające w tulei i w wałkach. Przyjąć, że ksj = 75 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia.
4. SPRZĘGŁO - TULEJA REDUKCYJNA. Do połączenia wałka z otworem w dużym kole zębatym zastosowano tuleję redukcyjną jak na rysunku. Sprawdzić nośność połączenia z uwagi na naciski powierzchniowe w rowkach wpustowych. Przyjąć, że pdop = 60 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia.
M = 1100 Nm d1 = 52 mm d2 = 83 mm
Wpusty: E360 (St7) b1×h1×t1 = 14×9×5.5 mm b2×h2×t2 = 20×12×7.5 mm
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 2
5. SPRZĘGŁO - TULEJA REDUKCYJNA. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naciski powierzchniowe w rowkach wpustowych. Przyjąć, że pdop = 60 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia.
M = 1000 Nm d1 = 50 mm d2 = 80 mm
Wpusty: E360 (St7) b1×h1×t1 = 14×9×5.5 mm b2×h2×t2 = 20×12×7.5 mm
l1 = 105 mm l2 = 110 mm
L = 120 mm Wał 1: stal Tuleja: stal
6. SPRZĘGŁO TULEJOWO-KOŁKOWE. Przyjmując, że ktj = 90 MPa sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia ścinające w kołkach. Wyznaczyć stosunek średnic kołków dk2/dk1 zapewniający jednakowe naprężenia ścinające. Zaproponować sposób zabezpieczenia kołków przed wypadnięciem.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 3
7. SPRZĘGŁO TULEJOWO-KOŁKOWE. Przyjmując, że ktj = 100 MPa sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia ścinające w kołkach. Wyznaczyć stosunek średnic kołków dk2/dk1 zapewniający jednakowe naprężenia ścinające. Zaproponować sposób zabezpieczenia kołków przed wypadnięciem.
M = 600 Nm d2 = 65 mm d1 = 52 mm
Kołki: stal dk2 = 10 mm dk1 = 8 mm
D = 100 mm
L = 120 mm Wał 1: stal Wał 2: stal
8. SPRZĘGŁO TULEJOWO-KOŁKOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na maksymalne naciski powierzchniowe p1, p2 pomiędzy kołkami a otworami w wałkach. Przyjąć, że pdop = 100 MPa. Zaproponować sposób zabezpieczenia kołków przed ich wypadnięciem.
M = 600 Nm d2 = 60 mm d1 = 50 mm
Kołki: stal dk2 = 12 mm dk1 = 12 mm
D = 100 mm
L = 120 mm Wał 1: stal Wał 2: stal
9. SPRZĘGŁO SAMONASTAWNE OSIOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia zginające i ścinające w sworzniach. Przyjąć, że dla materiału sworznia kgj = 55 MPa. Obliczyć moment zginający wałek w miejscu podparcia łożyskowego Ł. Zaproponować sposób na zapewnienie przenoszenia obciążenia przez więcej niż jeden sworzeń.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 4
Mo = 500 Nm ds = 30 mm Dp = 150 mm
Sworznie: stal a = 20 mm l = 120 mm
10. SPRZĘGŁO Z KOŁKIEM BEZPIECZEŃSTWA. Wyznaczyć naprężenia ścinające w kołku bezpieczeństwa o średnicy d wywołane momentem granicznym sprzęgła Mgr. Zaproponować gatunek materiału nadającego się na ten element. Opisać sposób wymiany kołka zużytego na nowy.
Mgr = 280 Nm d = 5 mm Dp = 90 mm
Kołek: stal d1 = 45 mm D = 125 mm
11. SPRZĘGŁO TARCZOWE ZE ŚRUBAMI PASOWANYMI. Porównać z wartościami dopuszczalnymi naprężenie ścinające oraz naciski pomiędzy rdzeniem śruby a wewnętrzną ścianką otworu dla każdej z i śrub. Przyjąć: ktj = 87 MPa, pdop = 60 MPa (N – przenoszona moc, n – prędkość obrotowa).
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 5
12. SPRZĘGŁO TARCZOWE ZE ŚRUBAMI LUŹNYMI. Porównać z wartościami dopuszczalnymi wymagane naprężenie rozrywające w rdzeniu każdej z i śrub. Przyjąć: kr = 150 MPa (N – przenoszona moc, n – prędkość obrotowa, dr – średnica rdzenia śruby, DT – średnia średnica tarcia).
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 6
13. SPRZĘGŁO TARCZOWE ZE ŚRUBAMI LUŹNYMI. Obliczyć napięcie i naprężenie w śrubach M10 (średnica rdzenia dr = 8.026 mm) potrzebne do przeniesienia obciążenia przy założeniu, że
współczynnik tarcia pomiędzy tarczami wynosi µ = 0.2. Porównać wyniki z wartościami dopuszczalnymi: kr = Re /2.5 (N – przenoszona moc, n – prędkość obrotowa, i – liczba śrub). Jak można przenieść moment obrotowy ze sprzęgła na wałki?
N = 8500 W
n = 150 1/min
i = 6
d1 = 11 mm
D2 = 100 mm
g = 10 mm
Klasa wytrzymałościowa
materiału śrub:
5.6
WSKAZÓWKA: Re odczytać na podstawie oznaczenia klasy wytrzymałościowej materiału śrub.
14. SPRZĘGŁO CIERNE WIELOPŁYTKOWE. Obliczyć, jaką całkowitą liczbę płytek ciernych (mc = mz + mw) musi mieć sprzęgło, aby po jego włączeniu spełniony był warunek niewystąpienia poślizgu na powierzchniach tarcia: iµpAT DT /2 ≥ kM. Sprawdzić warunek chłodzenia pakietu płytek, pv ≤ K. OBJAŚNIENIA: M – moment obliczeniowy, N – przenoszona moc, n – prędkość obrotowa, i – liczba par powierzchni trących, µ – współczynnik tarcia na powierzchniach ciernych płytek, AT – powierzchnia tarcia, DT = ⅔·(Dz
3-Dw3)/( Dz
2-Dw2) – średnia średnica tarcia, k – współczynnik
przeciążenia sprzęgła, K – dopuszczalna jednostkowa moc tarcia.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 7
15. SPRZĘGŁO CIERNE WIELOPŁYTKOWE. Obliczyć, z jaką siłą P należy docisnąć pakiet płytek ciernych, aby po włączeniu sprzęgła spełniony był warunek niewystąpienia poślizgu na powierzchniach tarcia: iµPDT /2 ≥ kM. Sprawdzić warunek chłodzenia pakietu płytek, pv ≤ K. Objaśnienia: M – moment obliczeniowy, N – przenoszona moc, n – prędkość obrotowa, i – liczba par powierzchni trących, µ – współczynnik tarcia na powierzchniach ciernych płytek, DT = ⅔· (Dz
3-Dw3)/(
Dz2-Dw
2) – średnia średnica tarcia, k – współczynnik przeciążenia sprzęgła, K – dopuszczalna jednostkowa moc tarcia.
N = 15 kW k = 1.8 Dz = 180 mm
n = 650 1/min mz = 4 Dw = 130 mm
K = 2.0 W/mm2 mw = 5 µ = 0.14
16. UKŁAD NAPĘDOWY. Wyznaczyć moment obliczeniowy dla sprzęgła S2 dla układu napędowego jak na rysunku. Elementy napędu przyjąć, jako nieodkształcalne. Objaśnienia: M1max – maksymalny moment silnika asynchronicznego napędzającego układ, D – średnica bębna linowego, Q – maksymalny podnoszony ciężar, G – ciężar zblocza, i = ω1/ω2 – przełożenie jednostopniowej przekładni zębatej, η – sprawność przekładni zębatej, J1, J2, J3, J4 – momenty bezwładności, jak na rysunku.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 8
17. HAMULEC TAŚMOWY. Określić różnicę wartości momentów hamowania przy prawych MHP i lewych MHL obrotach hamulca. Do wyznaczenia sił zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Objaśnienia: Db – średnica tarczy hamulcowej, α – kąt opasania, µ – współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową.
18. HAMULEC TAŚMOWY. Dla obu kierunków obrotu (ω+ i ω−) wyznaczyć wartość momentu hamowania MH uzyskiwanego w hamulcu taśmowym jak na rysunku. Obliczyć również maksymalną wartość momentu zginającego działającego w punkcie O ramienia. DANE: Średnica tarczy hamulcowej D = 250 mm, grubość taśmy hamulcowej g = 7 mm, współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową µ = 0.3, G = 300 N, a3 = 400 mm, ao = 10 mm, bo = 150 mm, γ = 60o. WSKAZÓWKI: Do wyznaczenia sił w taśmie zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Średnica skuteczna nawinięcia taśmy na tarczę hamulcową D’ powinna uwzględniać grubość taśmy (D’ = D+g). Zastosować wzór: a1 = (½D + bo) sinγ - ½D’ - aocosγ.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 9
19. HAMULEC TAŚMOWY. Wyznaczyć wartość momentu hamowania MH. Obliczyć maksymalną wartość naprężenia działającego w taśmie. Do wyznaczenia sił zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Objaśnienia: D – średnica tarczy hamulcowej, α – kąt opasania, µ – współczynnik tarcia taśmy o bęben.
20. HAMULEC TAŚMOWY. Wyznaczyć wartość momentu hamowania MH. Obliczyć również maksymalną wartość momentu zginającego działającego w ramieniu. Do wyznaczenia sił zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Objaśnienia: Db – średnica tarczy hamulcowej, α – kąt opasania, µ – współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 10
21. HAMULEC TAŚMOWY. Dla obu kierunków obrotu (ω+ i ω−) wyznaczyć wartość momentu hamowania MH uzyskiwanego w hamulcu taśmowym jak na rysunku. Obliczyć również maksymalną wartość momentu zginającego działającego w punkcie O ramienia. DANE: Średnica tarczy hamulcowej D = 650 mm, grubość taśmy hamulcowej g = 5 mm, współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową µ = 0.2, G = 250 N, a3 = 500 mm, ao = 20 mm, bo = 190 mm, γ = 30o. WSKAZÓWKI: Do wyznaczenia sił w taśmie zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Średnica skuteczna nawinięcia taśmy na tarczę hamulcową D’ powinna uwzględniać grubość taśmy (D’ = D+g). Zastosować wzór: a1 = ½D’ + aocosγ - (½D + bo)sinγ.
22. HAMULEC TAŚMOWY. Dla jednego z kierunków obrotu (ω+ lub ω−) wyznaczyć wartość momentu hamowania MH uzyskiwanego w hamulcu taśmowym jak na rysunku. Obliczyć również maksymalną wartość naprężeń rozrywających taśmę, przy założeniu, że jej szerokość w jest równa 10g.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 11
DANE: Średnica tarczy hamulcowej D = 650 mm, grubość taśmy hamulcowej g = 4 mm, współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową µ = 0.3, G = 450 N, a3 = 600 mm, ao = 20 mm, bo = 210 mm, γ = 25o. WSKAZÓWKI: Do wyznaczenia sił w taśmie zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Średnica skuteczna nawinięcia taśmy na tarczę hamulcową D’ powinna uwzględniać grubość taśmy (D’ =
D+g). Zastosować wzór: γγ sin2
cos2
'1
+−+=
oob
Da
Da .
23. HAMULEC TAŚMOWY. Wyznaczyć wartość momentu zginającego Mg i skręcającego Ms wałek w przekroju A-A. Do wyznaczenia sił zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Objaśnienia: D – średnica tarczy hamulcowej, α – kąt opasania, µ – współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 12
24. PRZEKŁADANIA CIERNA BEZPOŚREDNIA: Obliczyć, jaka powinna być siła docisku kół ciernych do siebie Pn aby przekładnia mogła przenieść moc N = 6 kW z prędkością obrotową koła czynnego n1 = 1200 min-1. Sprawdzić, czy spełniony jest warunek nacisków kontaktowych wg Hertza
pH ≤ pHdop = 500 MPa (stal po stali). INNE DANE: Średnica d1 = 110 mm, przełożenie u = 4.5, szerokość kół b = 0.5 d1. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między kołami µ = 0.12. WSKAZÓWKA: Warunek nośności przekładni: N ≤ 0.5CµPn d1 ω1, gdzie C = 0.65, ω1 – prędkość
kątowa wałka czynnego oraz wzór na naciski kontaktowe: br
EPp n
H4182.0= , gdzie
21
221
ddr+= .
25. PRZEKŁADANIA CIERNA BEZPOŚREDNIA: Obliczyć, jaka powinna być siła docisku kół ciernych do siebie Pn aby przekładnia mogła przenieść moc N = 8 kW z prędkością obrotową koła czynnego n1 = 1000 min-1. Sprawdzić, czy spełniony jest warunek nacisków kontaktowych wg Hertza
pH ≤ pHdop = 500 MPa (stal po stali). INNE DANE: Średnica d1 = 125 mm, przełożenie u = 3.5, szerokość kół b = 0.45 d1. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między kołami µ = 0.15. WSKAZÓWKA: Warunek nośności przekładni: N ≤ 0.5CµPn d1 ω1, gdzie C = 0.75, ω1 – prędkość
kątowa wałka czynnego oraz wzór na naciski kontaktowe: br
EPp n
H4182.0= , gdzie
21
221
ddr+= .
26. PRZEKŁADANIA CIERNA BEZPOŚREDNIA: Obliczyć, jaka powinna być siła docisku kół ciernych do siebie Pn aby przekładnia mogła przenieść moc N = 5 kW z prędkością obrotową koła czynnego n1 =1250 min-1. Średnica d1 = 120 mm. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między kołami µ = 0.1. Jakie są ograniczenia dla siły docisku Pn ? Wskazówka: Wykorzystać warunek na moc przekładni: N ≤ 0.5µPn d1 ω1, gdzie ω1 – prędkość kątowa.
27. PRZEKŁADANIA CIERNA PASOWA: Określić moc P w kW przenoszoną przez przekładnię pasową (o sprawności mechanicznej 90%), jeśli kąt opasania małego (napędzającego) koła wynosi α = 160o, czynna średnica d1 = 250 mm a siła w pasie zbiegającym z małego koła Sb = 450 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.15 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω1 =100 s-1. WSKAZÓWKA: Wykorzystać warunek dla współczynnika
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 13
28. PRZEKŁADANIA CIERNA PASOWA: Określić moc P w kW przenoszoną przez przekładnię pasową (o sprawności mechanicznej 90%), jeśli kąt opasania małego (napędzającego) koła wynosi α = 155o, średnica skuteczna d1 = 250 mm a siła w pasie zbiegającym z małego koła Sb = 550 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.25 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω1 =90 s-1. WSKAZÓWKA: Wykorzystać warunek dla współczynnika napędu:
1
19.0
+
−≈≤
+
−=
µα
µα
ϕϕe
e
SS
SSgr
bc
bc
29. PRZEKŁADANIA CIERNA PASOWA: Określić moc P w kW przenoszoną przez przekładnię pasową (o sprawności mechanicznej 90%), jeśli kąt opasania małego (napędzającego) koła wynosi α = 150o, średnica skuteczna d1 = 225 mm a siła w pasie zbiegającym z małego koła Sb = 650 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.3 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω1 = 95 s-1. Wskazówka: Wykorzystać warunek dla współczynnika napędu:
1
19.0
+
−≈≤
+
−=
µα
µα
ϕϕe
e
SS
SSgr
bc
bc
30. PRZEKŁADANIA CIERNA PASOWA: Określić moc P w kW przenoszoną przez przekładnię pasową (o sprawności mechanicznej 92%), jeśli kąt opasania małego (napędzającego) koła wynosi α = 150o, średnica skuteczna d1 = 225 mm a siła naciągu wstępnego pasa wynosi So = 800 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.3 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω1 = 100 s-1. Wskazówka: Wykorzystać warunek dla współczynnika napędu:
1
19.0
+
−≈≤
+
−=
µα
µα
ϕϕe
e
SS
SSgr
bc
bc
31. Obliczyć długość pasa klinowego jeżeli odległość osi kół przekładni wynosi a = 1200 mm a średnice skuteczne d1 = 140 mm, d2 = 560 mm. Jakim maksymalnym momentem M można obciążyć przekładnię, jeżeli graniczny współczynnik napędu wynosi ϕgr = 0.6. Pas napięto wstępnie z siłą So = 3kN. WSKAZÓWKA: długość pasa jest sumą części opasanych na kołach pasowych oraz części swobodnych (prostych).
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 14
32. PRZEKŁADANIE ZĘBATE. {Przekształcanie zależności geometrycznych} Parametry geometryczne: z, m, α, ha
*, c*, k*, x, β, ψ Wzory i zależności geometryczne (i = 1,2 – numer koła):
zmd = , πmp = , αcosddb
=
)(22 **kxhmdhdd
iaiaiiai−++=+= , h
d dm h x kai
ai ia i=
−= + −
2( )* *
)(22 **cxhmdhdd
iaifiifi+−−=−= , h
d dm h x cfi
i fi
a i=−
= − +2
( )* *
αα coscosw
w aa= , αα cos
2cos 21
w
w a
zzm
+= , x x
z z
tginv invw1 2
1 2
2+ =
+−
αα α( )
33. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać znormalizowany moduł dla jednostopniowej przekładni zębatej o zębach skośnych wiedząc, że odległość osi kół zębatych wynosi a = 250 mm, liczba zębów zębnika z1 = 18, a przełożenie u = 3.5. Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (8o, 16o). WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m(z1+z2)/cosβ.
34. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać znormalizowany moduł mn dla jednostopniowej przekładni zębatej o zębach skośnych niekorygowanych wiedząc, że średnice podziałowe kół zębatych wynoszą d1 = 42.938 mm, d2 = 174.820 mm a liczby zębów: z1 = 14, z2 = 57. Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (0o, 20o). Czy wystąpi podcięcie zębów?
WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½mt (z1+z2), gdzie mt – moduł czołowy.
35. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać znormalizowany moduł mn dla jednostopniowej przekładni zębatej o zębach skośnych niekorygowanych wiedząc, że średnice podziałowe kół zębatych wynoszą d1 = 38.297 mm, d2 = 194.703 mm a liczby zębów: z1 = 12, z2 = 61. Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (10o, 20o). Czy wystąpi podcięcie zębów?
WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½mt (z1+z2), gdzie mt – moduł czołowy.
36. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać znormalizowany moduł dla jednostopniowej przekładni zębatej o zębach skośnych wiedząc, że odległość osi kół zębatych wynosi a = 157 mm, liczba zębów zębnika z1 = 17, a przełożenie u = 3.4706. Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (8o, 16o). WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m(z1+z2)/cosβ.
37. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać liczby zębów z1, z2 oraz kąt pochylenia linii zęba walcowej przekładni zębatej redukującej bez korekcji spełniający warunek: 0 ≤ β ≤ 16o (lub: 1 ≥ cosβ ≥ cos16o). Odległość osi kół zębatych w przekładni powinna wynosić a = 160 mm, ich moduł mn = 3.0 mm a teoretyczne przełożenie u = 3.35. Bezwzględna wartość błędu przełożenia powinna być mniejsza od 2.5%. WSKAZÓWKA: wykorzystać nierówność dla cosβ oraz wzór na odległość osi a = ½mn(z1+z2)/cosβ.
38. PRZEKŁADNIA ZĘBATA. Obliczyć wysokości głów i stóp zębów dla jednostopniowej
przekładni zębatej o zębach prostych bez korekcji wiedząc, że zmierzona odległość osi kół zębatych wynosi a = 140.1 mm a średnice stóp: df1 = 58.05 mm, df2 = 202.01 mm.
Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 15
WSKAZÓWKA: Przyjąć, że ha* = y = 1 (współczynnik wysokości głowy zęba), c* = 0.25
(współczynnik luzu wierzchołkowego), wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m(z1+z2)/cosβ. Obliczyć i dobrać znormalizowany moduł m.
39. PRZEKŁADNIA ZĘBATA. Obliczyć przełożenie u = z2/z1 jednostopniowej przekładni zębatej o zębach prostych bez korekcji jak na rysunku. Zmierzone wymiary mają wartości: da1 = 75.02 mm, da2 = 245.90 mm oraz df2 = 223.30 mm.
WSKAZÓWKA: Przyjąć, że ha* = 1 (współczynnik wysokości głowy zęba), c* = 0.25 (współczynnik luzu wierzchołkowego). Obliczyć i dobrać znormalizowany moduł m oraz liczby zębów (jako liczby naturalne).
40. PRZEKŁADNIA ZĘBATA. Obliczyć przełożenie u = z2/z1 jednostopniowej przekładni zębatej o zębach prostych bez korekcji. Zmierzone wymiary mają wartości: da1 = 56.02 mm, df1 = 46.63 mm, df2 = 223.30 mm. WSKAZÓWKA: Przyjąć, że ha* = 1 (współczynnik wysokości głowy zęba), c* = 0.2 (współczynnik luzu wierzchołkowego). Obliczyć i dobrać znormalizowany moduł m oraz liczby zębów (jako liczby naturalne).
41. PRZEKŁADNIA ZĘBATA. Wyznaczyć moduł m i liczby zębów kół zębatych jednostopniowej
przekładni zębatej (jak na rysunku) takie, aby objętość kół wynosiła V = 10494.15 cm3. Koła mają kształt walców bez wycięć. Otwory w środkach kół są wypełnione materiałem wałków, który należy zaliczyć do objętości V.
42. PRZEKŁADNIA ZĘBATA. Wyznaczyć moduł m i liczby zębów kół zębatych jednostopniowej przekładni zębatej (jak na rysunku) takie, aby mieściły się one wewnątrz prostokąta A×B, gdzie A = 1320 mm, B = 208 mm z luzem ∆ = 2m. Koła mają kształt walców bez wycięć. Otwory w środkach kół są wypełnione materiałem wałków. DANE: przełożenie u = z2/z1 = 5, współczynnik szerokości kół zębatych ψ1 = b/d1 = 0.8, kąt