podstawy konstrukcji maszyn (zadania przykładowe,...

PPOODDSSTTAAWWYY KKOONNSSTTRRUUKKCCJJII MMAASSZZYYNN ((ZZaaddaanniiaa pprrzzyykkłłaaddoowwee,, cczzęęśśćć IIII)) 2015/2016

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

l1 = 110 mm l2 = 115 mm

L = 125 mm Wał: stal Tuleja: stal

l2

b2

d2

D

d1 l1

b1 M M

L

t2 t1

h1 h2



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.

M = 600 Nm d2 = 60 mm d1 = 50 mm

Kołki: stal dk2 = 12 mm dk1 = 12 mm

D = 100 mm


l2 b2

d2 b1

M

t2

t1

h1

h2

l1 L

d1

M

M

l2 b2

d2 b1

M

t2

t1

h1

h2

l1 L

d1

M

M



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


D = 100 mm


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


D = 100 mm


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.

D

dk2

M

L

d1

M

d2

dk1

D

dk2

M

d1 M

d2

dk1

p2 p1



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).

N = 7500 kW i = 3 D2 = 80 mm

n = 250 1/min d1 = 11 mm g = 10 mm

Śruba: stal

Ł



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).

N = 10 kW i = 4 DT = Do = 150 mm

n = 120 1/min dr = 11,369 mm

Śruba: stal µ = 0.12



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.

N = 17 kW k = 1.8 Dz = 180 mm

n = 750 1/min p = 0.25 MPa Dw = 130 mm

K = 1.8 W/mm2 µ = 0.12



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.

M1max = 500 Nm η = 0.98 J1 = J2 = 1 kgm2

Q = 4000 N i = ω1/ω2 = 4 J3 = J4 = 5 kgm2

G = 600 N D = 500 mm

Włączanie - wyłączanie

↔

Płytka oporowa

Płytka dociskająca mz

mw Dw Dw

Dz

i, p, µ

DT



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.

G = 1200 N µ = 0.35 l = 750 mm

Db = 1000 mm a = 250 mm

b = 180 mm

Silnik

Bęben linowy

G+Q

ω1

ω2

J1 J2

J3

J4

Sprzęgło S1

Sprzęgło S2



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.

G = 1800 N α = 225 o c = 800 mm

g = 2 mm µ = 0.4 b = 100 mm

D = 500 mm B = 50 mm

µ

MH

D

g

a3 a2

a1

ao

bo G

S2 S1

ω+

γ

ω−

O



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.

G = 250 N α = 222 o l = 450 mm

µ = 0.12 Db = 800 mm a1 = 100 mm

a2 = 250 mm

B

D

g

a3 a2

a1

ao

bo G S2

S1

ω+

γ

ω−

O



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.

G = 1600 N α = 180 o c = 800 mm

D = 400 mm µ = 0.38 a = 160 mm

µ

Ms

S1 S2

D

g

a3 a2

a1

ao

bo G S2

S1

ω+

γ

ω−

O



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

napędu: 1

19.0

+

−≈≤

+

−=

µα

µα

ϕϕe

e

SS

SSgr

bc

bc

Sc

Sb

d1 d2

α

ω1

Pn

d1 d2 n1



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).



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.



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.

a

df1 df2

df1 df2

da1 da2



DANE: przełożenie u = z2/z1 = 3.5, odległość osi a = 220.5 mm, współczynnik szerokości kół zębatych

ψ = b/m = 15, kąt pochylenia linii zębów β = 0, współczynniki korekcji x1 = x2 = 0.i

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

pochylenia linii zębów β = 0, współczynniki korekcji x1 = x2 = 0.ii

d1 d2

b

a

z1 z2

d1

b B

∆

∆

A

podstawy konstrukcji maszyn (zadania przykładowe,...

Documents