Instytut Konstrukcji Maszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 1

Transkrypt

1 1. SPRZĘGŁO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naciski powierzchniowe w rowkach wpustowych. Przyjąć, że p dop = 60 Pa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia. = 500 Nm d 2 = 60 mm d 1 = 50 mm Wpusty: E360 (St7) b 2 h 2 t 2 = mm b 1 h 1 t 1 = mm D = 90 mm l 2 = 70 mm l 1 = 65 mm L = 165 mm Wał 2: stal Wał 1: stal t 2 t 1 D b 2 b 1 d 2 l 2 l 1 d 1 h 2 h 1 L 2. SPRZĘGŁO TULEJOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia ścinające we wpustach. Przyjąć, że k t = 55 Pa. 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 k sj = 75 Pa. 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 p dop = 60 Pa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia. = 1100 Nm d 1 = 52 mm d 2 = 83 mm Wpusty: E360 (St7) b 1 h 1 t 1 = mm b 2 h 2 t 2 = mm l 1 = 110 mm l 2 = 115 mm L = 125 mm Wał: stal Tuleja: stal Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 1

2 l 2 b 2 h 2 t 2 d 1 t 1 l 1 L h 1 d 2 b 1 5. SPRZĘGŁO - TULEJA REDUKCYJNA. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naciski powierzchniowe w rowkach wpustowych. Przyjąć, że p dop = 60 Pa. Zaproponować sposób zabezpieczenia tulei przed przesuwaniem się wzdłuż osi połączenia. = 1000 Nm d 1 = 50 mm d 2 = 80 mm Wpusty: E360 (St7) b 1 h 1 t 1 = mm b 2 h 2 t 2 = mm l 1 = 105 mm l 2 = 110 mm L = 120 mm Wał 1: stal Tuleja: stal l 2 b 2 h 2 t 2 d 1 t 1 l 1 L h 1 d 2 b 1 6. SPRZĘGŁO TULEJOWO-KOŁKOWE. Przyjmując, że k tj = 90 Pa sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia ścinające w kołkach. Wyznaczyć stosunek średnic kołków d k2 /d k1 zapewniający jednakowe naprężenia ścinające. Zaproponować sposób zabezpieczenia kołków przed wypadnięciem. = 600 Nm d 2 = 60 mm d 1 = 50 mm Kołki: stal d k2 = 12 mm d k1 = 12 mm D = 100 mm L = 120 mm Wał 1: stal Wał 2: stal Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 2

3 d k2 d k1 D d 2 d 1 L 7. SPRZĘGŁO TULEJOWO-KOŁKOWE. Przyjmując, że k tj = 100 Pa sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia ścinające w kołkach. Wyznaczyć stosunek średnic kołków d k2 /d k1 zapewniający jednakowe naprężenia ścinające. Zaproponować sposób zabezpieczenia kołków przed wypadnięciem. = 600 Nm d 2 = 65 mm d 1 = 52 mm Kołki: stal d k2 = 10 mm d k1 = 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 p 1, p 2 pomiędzy kołkami a otworami w wałkach. Przyjąć, że p dop = 100 Pa. Zaproponować sposób zabezpieczenia kołków przed ich wypadnięciem. = 600 Nm d 2 = 60 mm d 1 = 50 mm Kołki: stal d k2 = 12 mm d k1 = 12 mm D = 100 mm L = 120 mm Wał 1: stal Wał 2: stal d k2 d k1 p 2 d 2 D d 1 p 1 9. SPRZĘGŁO SAONASTAWNE OSIOWE. Sprawdzić nośność sprzęgła z uwagi na naprężenia zginające i ścinające w sworzniach. Przyjąć, że dla materiału sworznia k gj = 55 Pa. Obliczyć moment zginający wałek w miejscu podparcia łożyskowego Ł. Zaproponować sposób na zapewnienie przenoszenia obciążenia przez więcej niż jeden sworzeń. Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 3

4 o = 500 Nm d s = 30 mm D p = 150 mm Sworznie: stal a = 20 mm l = 120 mm Ł 10. SPRZĘGŁO Z KOŁKIE BEZPIECZEŃSTWA. Wyznaczyć naprężenia ścinające w kołku bezpieczeństwa o średnicy d wywołane momentem granicznym sprzęgła gr. Zaproponować gatunek materiału nadającego się na ten element. Opisać sposób wymiany kołka zużytego na nowy. gr = 280 Nm d = 5 mm D p = 90 mm Kołek: stal d 1 = 45 mm D = 125 mm 11. SPRZĘGŁO TARCZOWE ZE ŚRUBAI PASOWANYI. Porównać z wartościami dopuszczalnymi naprężenie ścinające oraz naciski pomiędzy rdzeniem śruby a wewnętrzną ścianką otworu dla każdej z i śrub. Przyjąć: k tj = 87 Pa, p dop = 60 Pa (N przenoszona moc, n prędkość obrotowa). N = 7500 kw i = 3 D 2 = 80 mm n = 250 1/min d 1 = 11 mm g = 10 mm Śruba: stal Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 4

5 12. SPRZĘGŁO TARCZOWE ZE ŚRUBAI LUŹNYI. Porównać z wartościami dopuszczalnymi wymagane naprężenie rozrywające w rdzeniu każdej z i śrub. Przyjąć: k r = 150 Pa (N przenoszona moc, n prędkość obrotowa, d r średnica rdzenia śruby, D T średnia średnica tarcia). N = 10 kw i = 4 D T = D o = 150 mm n = 120 1/min d r = 11,369 mm Śruba: stal µ = 0.12 Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 5

6 13. SPRZĘGŁO TARCZOWE ZE ŚRUBAI LUŹNYI. Obliczyć napięcie i naprężenie w śrubach 10 (średnica rdzenia d r = mm) potrzebne do przeniesienia obciążenia przy założeniu, że współczynnik tarcia pomiędzy tarczami wynosi µ = 0.2. Porównać wyniki z wartościami dopuszczalnymi: k r = R e /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 i = 6 d 1 = 11 D 2 = 100 g = 10 1/min mm mm mm Klasa wytrzymałościowa materiału śrub: 5.6 WSKAZÓWKA: R e odczytać na podstawie oznaczenia klasy wytrzymałościowej materiału śrub. 14. SPRZĘGŁO CIERNE WIELOPŁYTKOWE. Obliczyć, jaką całkowitą liczbę płytek ciernych (m c = m z + m w ) musi mieć sprzęgło, aby po jego włączeniu spełniony był warunek niewystąpienia poślizgu na powierzchniach tarcia: iµpa T D T /2 k. Sprawdzić warunek chłodzenia pakietu płytek, pv K. OBJAŚNIENIA: moment obliczeniowy, N przenoszona moc, n prędkość obrotowa, i liczba par powierzchni trących, µ współczynnik tarcia na powierzchniach ciernych płytek, A T powierzchnia tarcia, D T = ⅔ (D 3 z -D 3 w )/( D 2 z -D 2 w ) średnia średnica tarcia, k współczynnik przeciążenia sprzęgła, K dopuszczalna jednostkowa moc tarcia. N = 17 kw k = 1.8 D z = 180 mm n = 750 1/min p = 0.25 Pa D w = 130 mm K = 1.8 W/mm 2 µ = 0.12 Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 6

7 Płytka oporowa m z Płytka dociskająca Włączanie - wyłączanie i, p, µ D T D z m w D w 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: iµpd T /2 k. Sprawdzić warunek chłodzenia pakietu płytek, pv K. Objaśnienia: moment obliczeniowy, N przenoszona moc, n prędkość obrotowa, i liczba par powierzchni trących, µ współczynnik tarcia na powierzchniach ciernych płytek, D T = ⅔ (D z 3 -D w 3 )/( D z 2 -D w 2 ) średnia średnica tarcia, k współczynnik przeciążenia sprzęgła, K dopuszczalna jednostkowa moc tarcia. N = 15 kw k = 1.8 D z = 180 mm n = 650 1/min m z = 4 D w = 130 mm K = 2.0 W/mm 2 m w = 5 µ = UKŁAD NAPĘDOWY. Wyznaczyć moment obliczeniowy dla sprzęgła S 2 dla układu napędowego jak na rysunku. Elementy napędu przyjąć, jako nieodkształcalne. Objaśnienia: 1max maksymalny moment silnika asynchronicznego napędzającego układ, D średnica bębna linowego, Q maksymalny podnoszony ciężar, G ciężar zblocza, i = ω 1 /ω 2 przełożenie jednostopniowej przekładni zębatej, η sprawność przekładni zębatej, J 1, J 2, J 3, J 4 momenty bezwładności, jak na rysunku. 1max = 500 Nm η = 0.98 J 1 = J 2 = 1 kgm 2 Q = 4000 N i = ω 1 /ω 2 = 4 J 3 = J 4 = 5 kgm 2 G = 600 N D = 500 mm Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 7

8 J 1 J 2 Silnik ω 1 J 4 Bęben linowy ω 2 Sprzęgło S 1 J 3 Sprzęgło S 2 G+Q 17. HAULEC TAŚOWY. Określić różnicę wartości momentów hamowania przy prawych HP i lewych HL obrotach hamulca. Do wyznaczenia sił zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Objaśnienia: D b średnica tarczy hamulcowej, α kąt opasania, µ współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową. G = 1200 N µ = 0.35 l = 750 mm D b = 1000 mm a = 250 mm b = 180 mm 18. HAULEC TAŚOWY. Dla obu kierunków obrotu (ω + i ω ) wyznaczyć wartość momentu hamowania H 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, a 3 = 400 mm, a o = 10 mm, b o = 150 mm, γ = 60 o. 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: a 1 = (½D + b o ) sinγ - ½D - a o cosγ. Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 8

9 g ω ω + D γ a o S 1 b o S 2 G a 1 O a 2 a HAULEC TAŚOWY. Wyznaczyć wartość momentu hamowania H. 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. 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 H 20. HAULEC TAŚOWY. Wyznaczyć wartość momentu hamowania H. Obliczyć również maksymalną wartość momentu zginającego działającego w ramieniu. Do wyznaczenia sił zastosować wzór Eulera-Eytelweina. Objaśnienia: D b średnica tarczy hamulcowej, α kąt opasania, µ współczynnik tarcia taśmy o tarczę hamulcową. Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 9

10 G = 250 N α = 222 o l = 450 mm µ = 0.12 D b = 800 mm a 1 = 100 mm a 2 = 250 mm B 21. HAULEC TAŚOWY. Dla obu kierunków obrotu (ω + i ω ) wyznaczyć wartość momentu hamowania H 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, a 3 = 500 mm, a o = 20 mm, b o = 190 mm, γ = 30 o. 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: a 1 = ½D + a o cosγ - (½D + b o )sinγ. g ω ω + γ D a o S 1 a 1 O b o S 2 G a 2 a HAULEC TAŚOWY. Dla jednego z kierunków obrotu (ω + lub ω ) wyznaczyć wartość momentu hamowania H 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 aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 10

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, a 3 = 600 mm, a o = 20 mm, b o = 210 mm, γ = 25 o. 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: D' D a 1 = + ao cosγ + bo sin γ. 2 2 g ω ω + γ D a o S 1 a 1 O b o S 2 G a 2 a HAULEC TAŚOWY. Wyznaczyć wartość momentu zginającego g i skręcającego s 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 s S 2 S 1 Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 11

12 24. PRZEKŁADANIA CIERNA BEZPOŚREDNIA: Obliczyć, jaka powinna być siła docisku kół ciernych do siebie P n aby przekładnia mogła przenieść moc N = 6 kw z prędkością obrotową koła czynnego n 1 = 1200 min -1. Sprawdzić, czy spełniony jest warunek nacisków kontaktowych wg Hertza p H p Hdop = 500 Pa (stal po stali). INNE DANE: Średnica d 1 = 110 mm, przełożenie u = 4.5, szerokość kół b = 0.5 d 1. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między kołami µ = WSKAZÓWKA: Warunek nośności przekładni: N 0.5CµP n d 1 ω 1, gdzie C = 0.65, ω 1 prędkość Pn E kątowa wałka czynnego oraz wzór na naciski kontaktowe: ph = , gdzie = +. br r d d 1 2 n 1 d 1 d 2 P n 25. PRZEKŁADANIA CIERNA BEZPOŚREDNIA: Obliczyć, jaka powinna być siła docisku kół ciernych do siebie P n aby przekładnia mogła przenieść moc N = 8 kw z prędkością obrotową koła czynnego n 1 = 1000 min -1. Sprawdzić, czy spełniony jest warunek nacisków kontaktowych wg Hertza p H p Hdop = 500 Pa (stal po stali). INNE DANE: Średnica d 1 = 125 mm, przełożenie u = 3.5, szerokość kół b = 0.45 d 1. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między kołami µ = WSKAZÓWKA: Warunek nośności przekładni: N 0.5CµP n d 1 ω 1, gdzie C = 0.75, ω 1 prędkość Pn E kątowa wałka czynnego oraz wzór na naciski kontaktowe: ph = , gdzie = +. br r d d 26. PRZEKŁADANIA CIERNA BEZPOŚREDNIA: Obliczyć, jaka powinna być siła docisku kół ciernych do siebie P n aby przekładnia mogła przenieść moc N = 5 kw z prędkością obrotową koła czynnego n 1 =1250 min -1. Średnica d 1 = 120 mm. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między kołami µ = 0.1. Jakie są ograniczenia dla siły docisku P n? Wskazówka: Wykorzystać warunek na moc przekładni: N 0.5µP n d 1 ω 1, gdzie ω 1 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 = 160 o, czynna średnica d 1 = 250 mm a siła w pasie zbiegającym z małego koła S b = 450 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.15 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω 1 =100 s -1. WSKAZÓWKA: Wykorzystać warunek dla współczynnika µα Sc Sb e 1 napędu: ϕ = ϕ gr 0.9 µα S + S e + 1 c b 1 2 S b α d 1 d 2 ω 1 S c Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 12

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 = 155 o, średnica skuteczna d 1 = 250 mm a siła w pasie zbiegającym z małego koła S b = 550 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.25 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω 1 =90 s -1. WSKAZÓWKA: Wykorzystać warunek dla współczynnika napędu: µα Sc Sb e 1 ϕ = ϕ gr 0.9 µα S + S e + 1 c b 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 = 150 o, średnica skuteczna d 1 = 225 mm a siła w pasie zbiegającym z małego koła S b = 650 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.3 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω 1 = 95 s -1. Wskazówka: Wykorzystać warunek dla współczynnika napędu: µα Sc Sb e 1 ϕ = ϕ gr 0.9 µα S + S e + 1 c b 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 = 150 o, średnica skuteczna d 1 = 225 mm a siła naciągu wstępnego pasa wynosi S o = 800 N. Do obliczeń przyjąć współczynnik tarcia między pasem a kołem µ = 0.3 oraz prędkość kątową obrotów ustalonych koła czynnego ω 1 = 100 s -1. Wskazówka: Wykorzystać warunek dla współczynnika napędu: µα Sc Sb e 1 ϕ = ϕ gr 0.9 µα S + S e + 1 c b 31. Obliczyć długość pasa klinowego jeżeli odległość osi kół przekładni wynosi a = 1200 mm a średnice skuteczne d 1 = 140 mm, d 2 = 560 mm. Jakim maksymalnym momentem można obciążyć przekładnię, jeżeli graniczny współczynnik napędu wynosi ϕ gr = 0.6. Pas napięto wstępnie z siłą S o = 3kN. WSKAZÓWKA: długość pasa jest sumą części opasanych na kołach pasowych oraz części swobodnych (prostych). Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 13

14 32. PRZEKŁADANIE ZĘBATE. {Przekształcanie zależności geometrycznych} Parametry geometryczne: z, m, α, h * a, c *, k *, x, β, ψ Wzory i zależności geometryczne (i = 1,2 numer koła): d = mz, p = mπ, d b = d cosα * * dai di * * d ai = di + 2hai = di + 2m( ha + xi k ), hai = = m ( ha + xi k ) 2 d * * i d fi * * d = d 2h = d 2m( h x + c ), h m h x c fi i fi i a i fi = = ( a i + ) 2 cosα a z z 1 2 w = cosα, cosα m + z1 + z2 = cosα, x x w = ( invα w invα) a 2a 2tgα w w 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 z 1 = 18, a przełożenie u = 3.5. Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (8 o, 16 o ). WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m(z 1 +z 2 )/cosβ. 34. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać znormalizowany moduł m n dla jednostopniowej przekładni zębatej o zębach skośnych niekorygowanych wiedząc, że średnice podziałowe kół zębatych wynoszą d 1 = mm, d 2 = mm a liczby zębów: z 1 = 14, z 2 = 57. Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (0 o, 20 o ). Czy wystąpi podcięcie zębów? WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m t (z 1 +z 2 ), gdzie m t moduł czołowy. 35. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać znormalizowany moduł m n dla jednostopniowej przekładni zębatej o zębach skośnych niekorygowanych wiedząc, że średnice podziałowe kół zębatych wynoszą d 1 = mm, d 2 = mm a liczby zębów: z 1 = 12, z 2 = 61. Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (10 o, 20 o ). Czy wystąpi podcięcie zębów? WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m t (z 1 +z 2 ), gdzie m t 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 z 1 = 17, a przełożenie u = Kąt pochylenia linii zęba β powinien mieścić się w przedziale (8 o, 16 o ). WSKAZÓWKA: wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m(z 1 +z 2 )/cosβ. 37. PRZEKŁADANIA ZĘBATA. Dobrać liczby zębów z 1, z 2 oraz kąt pochylenia linii zęba walcowej przekładni zębatej redukującej bez korekcji spełniający warunek: 0 β 16 o (lub: 1 cosβ cos16 o ). Odległość osi kół zębatych w przekładni powinna wynosić a = 160 mm, ich moduł m n = 3.0 mm a teoretyczne przełożenie u = Bezwzględna wartość błędu przełożenia powinna być mniejsza od 2.5%. WSKAZÓWKA: wykorzystać nierówność dla cosβ oraz wzór na odległość osi a = ½m n (z 1 +z 2 )/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 = mm a średnice stóp: d f1 = mm, d f2 = mm. Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 14

15 d f1 d f2 a WSKAZÓWKA: Przyjąć, że h a * = y = 1 (współczynnik wysokości głowy zęba), c* = 0.25 (współczynnik luzu wierzchołkowego), wykorzystać wzór na odległość osi: a = ½m(z 1 +z 2 )/cosβ. Obliczyć i dobrać znormalizowany moduł m. 39. PRZEKŁADNIA ZĘBATA. Obliczyć przełożenie u = z 2 /z 1 jednostopniowej przekładni zębatej o zębach prostych bez korekcji jak na rysunku. Zmierzone wymiary mają wartości: d a1 = mm, d a2 = mm oraz d f2 = mm. d a1 d f1 d f2 d a2 WSKAZÓWKA: Przyjąć, że h a * = 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 = z 2 /z 1 jednostopniowej przekładni zębatej o zębach prostych bez korekcji. Zmierzone wymiary mają wartości: d a1 = mm, d f1 = mm, d f2 = mm. WSKAZÓWKA: Przyjąć, że h a * = 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 = cm 3. Koła mają kształt walców bez wycięć. Otwory w środkach kół są wypełnione materiałem wałków, który należy zaliczyć do objętości V. Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 15

16 DANE: przełożenie u = z 2 /z 1 = 3.5, odległość osi a = mm, współczynnik szerokości kół zębatych ψ = b/m = 15, kąt pochylenia linii zębów β = 0, współczynniki korekcji x 1 = x 2 = 0. i a z 1 z 2 b d 1 d 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 = z 2 /z 1 = 5, współczynnik szerokości kół zębatych ψ 1 = b/d 1 = 0.8, kąt pochylenia linii zębów β = 0, współczynniki korekcji x 1 = x 2 = 0. ii A B b d 1 Instytut Konstrukcji aszyn, Instytut Pojazdów Szynowych 16