Семя – орган полового размножения и расселения растений: наружи у семян имеется плотный покров – кожура...
Адаптации растений и животных к жизни в горах: Большое значение для жизни организмов в горах имеют степень расчленения, крутизна и экспозиционные различия склонов...
Топ:
Отражение на счетах бухгалтерского учета процесса приобретения: Процесс заготовления представляет систему экономических событий, включающих приобретение организацией у поставщиков сырья...
Проблема типологии научных революций: Глобальные научные революции и типы научной рациональности...
Интересное:
Национальное богатство страны и его составляющие: для оценки элементов национального богатства используются...
Влияние предпринимательской среды на эффективное функционирование предприятия: Предпринимательская среда – это совокупность внешних и внутренних факторов, оказывающих влияние на функционирование фирмы...
Средства для ингаляционного наркоза: Наркоз наступает в результате вдыхания (ингаляции) средств, которое осуществляют или с помощью маски...
Дисциплины:
2017-11-22 | 271 |
5.00
из
|
Заказать работу |
|
|
Ахлюстина В.В.
А953 | Детали машин. Расчет механических передач: учебное пособие / В.В. Ахлюстина, Э.Р. Логунова. – Озерск: Изд-во ОТИ НИЯУ МИФИ, 2017. – 149 с. |
В учебном пособии рассмотрены вопросы расчета и проектирования механических передач, валов, подшипников качения, муфт. |
Учебное пособие предназначено для бакалавров очной, очно-заочной и заочной форм, обучающихся по направлению «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительного производства»151900, может быть использовано студентами немашиностроительных специальностей, изучающих дисциплину «Детали машин и основы конструирования» |
УДК621.81.001.2 (076.5)
© Издательство ОТИ МИФИ, 2017
Курсовое проектирование является одним из важных этапов в подготовке бакалавра. Любое усовершенствование методов расчета и конструкции деталей машин, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект, это основные требования к конструкции деталей машин.
Совершенство конструкции детали оценивают по ее надежности и экономичности. Под надежностью понимают свойство изделия сохранять во времени свою работоспособность. Экономичность определяют стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.
При конструировании деталей их работоспособность обеспечивают в основном выбором соответствующего материала, рациональной конструктивной формой и расчетом размеров по одному или нескольким критериям. Прочность является главным критерием работоспособности большинства деталей. В курсе деталей машин общие методы расчетов на прочность рассматривают в приложении к конкретным деталям.
|
Погрешности приближенных расчетов существенно снижаются при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта вырабатывают нормы и рекомендации, например нормы допускаемых напряжений или коэффициентов запасов прочности, рекомендации по выбору материалов, расчетной нагрузки.
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» – это первая самостоятельная творческая работа, в которой студент получает опыт инженерных расчетов, проектирования конструкций и оформление документаций. Важной задачей курсового проектирования является приобретение студентами опыта работы со справочной и учебной литературой. Опыт, приобретенный при выполнении проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», поможет студентам при выполнении проектов по специальным дисциплинам, а также в процессе дипломного проектирования.
РАСЧЕТ ПРИВОДА ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Ременные передачи (рис. 4) работают на принципе использования трения и применения гибкой связи между ведущим и ведомым шкивом.
Рис. 4. Схема ременной передачи
По форме сечения ремня передачи различают: плоскоременные, клиноременные, круглоременные и с поликлиновым ремнем, приложение 9.
Достоинства ременных передач: простота и дешевизна конструкций. Недостаток – вытягивание ремня и необходимость применения натяжных устройств [3,6].
Расчет ременных передач
Диаметр ведущего шкива ориентировочно определяют по формуле
d 1=3…4 , мм.
где T 1 – момент на ведущем шкиве.
Диаметр ведомого шкива
d 2= d 1 i (1– x), мм,
где i – передаточное число,
x =0,015…0,02 – коэффициент проскальзывания ремня.
Диаметры шкивов выбирают по ГОСТ 17383-72 из ряда 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400.
|
Скорость ремня
, м/с,
где n 1 – частота вращения ведущего шкива
Предельные значения межцентрового расстояния:
a min = 0,55(d 1+ d 2)+ h, мм; a max=2(d 1+ d 2), мм.
Рекомендуемое межосевое расстояние выбирают по табл. 3.
Предварительное межцентровое расстояние aо= 1,5(d 1+ d 2), мм.
Расчетная длина ремня , мм.
Таблица 4
Рекомендуемое межцентровое расстояние
Передаточное число i | ³6 | |||||
L/d 1 | 1,5 | 1,2 | 0,95 | 0,9 | 0,85 |
После расчета L 0выбирают длину ремня из ряда L= 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000,
10000 мм.
После принятия длины ремня L, мм уточняют межцентровое расстояние по формуле
, мм.
Таблица 5
Значения поправочных коэффициентов
Коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы СР | |||||||||||||
спокойное | с умеренными толчками | со значительными колебаниями | ударная | ||||||||||
0,9 | 0,8 | 0,7 | |||||||||||
Коэффициент угла обхвата a 1 на меньшем шкиве Ca | |||||||||||||
Угол обхвата | |||||||||||||
Для плоских ремней | 0,97 | 0,94 | 0,91 | – | – | – | |||||||
Для клиновых ремней | 0,98 | 0,95 | 0,92 | 0,89 | 0,86 | 0,83 | |||||||
Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы Сn | |||||||||||||
Скорость ремня n, м/с | |||||||||||||
Для плоских ремней | 1,04 | 1,03 | 0,95 | 0,88 | 0,79 | 0,68 | |||||||
Для клиновых ремней | 1,05 | 1,04 | 0,94 | 0,85 | 0,74 | 0,6 | |||||||
Коэффициент угла наклона линии центров шкивов по горизонту Сq | |||||||||||||
Угол наклона q, º | 0...60 | 60...80 | 80...90 | ||||||||||
0,9 | 0,8 | ||||||||||||
Коэффициент учитывающий длину ремня CL в зависимости от отношения расчетной длины ремня Lр к базовой L 0 | |||||||||||||
Отношение Lр / L 0 | 0,4 | 0,6 | 0,8 | 1,2 | 1,4 | ||||||||
Для клиновых ремней | 0,82 | 0,89 | 0,95 | 1,04 | 1,07 | ||||||||
Угол обхвата меньшего шкива (рекомендуется a 1³120°)
.
Ориентировочное число ремней в комплекте
,
где – мощность, передаваемая одним ремнем, в зависимости от сечения ремня;
Ca – коэффициент, зависящий от угла обхвата;
СР – коэффициент, учитывающий характер нагрузки и режим работы;
CL – коэффициент, учитывающий длину ремня.
Поправочные коэффициенты выбираются по табл.6.
Расчетное число ремней
,
где Сz – коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (табл. 6).
После определения zp принимают целое число ремней z.
Таблица 6
Коэффициент Сz,учитывающий число ремней в комплекте
|
Число ремней в комплекте | Сz |
2...3 | 0,95 |
4...6 | 0,90 |
более 6 | 0,85 |
Число пробегов ремня в секунду
£15.
Расчет сил ременных передач
В ременных передачах нагрузки на валы определяются натяжением ветвей ремня (рис. 5). Для обеспечения тяговой способности шкивы устанавливают с предварительным натяжением ремня.
Окружное усилие в ременной передаче
= F 1 – F 2, Н,
где T 1 – момент на ведущем валу в Нм; d 1 – диаметр ведущего вала.
Рис. 5. Силы в ременной передаче:
Ft – окружное усилие; F 1 – натяжение
ведущей ветви; F 2– натяжение ведомой ветви
Силы натяжения в ветвях ременной передачи:
в ведущей – , Н;
в ведомой – , Н.
F 0– усилие, вызванное начальным напряжением s 0 в передаче,
, Н,
где A =bd,мм2 – площадь поперечного сечения плоского ремня, b – ширина ремня, мм, d – толщина ремня, мм.
Для клиноременных передач А выбирается по табл. 6 в зависимости от сечения ремня.
Предварительное напряжение в ременных передачах:
– s 0 = 1,8 МПа, для плоских прорезиненных ремней;
– s 0 = 7,5 МПа, для плоских ремней из синтетических материалов;
– s 0 = 1,6 МПа, для клиновых ремней.
Параметры плоских ремней:
1) резинотканевых ГОСТ 2381-79.
– b – ширина, мм: 20, 25, 32, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 335, 400, 450, 500, 560, 700, 750, 800, 900, 1000, 1100, 1200;
– d – толщина, мм: 3,9; 4,2; 4,5; 5,6; 6; 6,5; 7; 7,5; 7,8; 9;
2) кожаных ГОСТ 18697-73.
– b – ширина, мм: 10, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112,..
– d – толщина, мм: 3; 3,5; 4,5; 5; 5,5;
3) хлопчатобумажных ГОСТ 6982-75.
– b – ширина, мм: 30, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250;
– d – толщина, мм: 4,5; 6,5; 8,5.
Сила давления на вал:
1) в ременных передачах с параллельными ветвями
=2 , Н.
2) в передачах с непараллельными ветвями
, Н,
где g – угол между ветвями ременной передачи.
Таблица 7
Основные размеры клиновых ремней
Тип | Обозначение сечения | Размеры сечения | A, мм2 | L, м | d 1min, мм | T 1, Н×м | |||
b | b пр | h | y o | ||||||
Нормального сечения | О | 8,5 | 2,1 | 0,4...2,5 | £30 | ||||
A | 2,8 | 0,56...4,0 | 15...60 | ||||||
Б | 10,5 | 0,8...6,3 | 50...150 | ||||||
В | 13,5 | 4,8 | 1,8...10 | 120...600 | |||||
Г | 6,9 | 3,15...15 | 450...2400 | ||||||
Д | 23,5 | 8,3 | 4,5...18 | 1600...6000 | |||||
Е | 6,3...18 | ³4000 | |||||||
Узкие | УО | 8,5 | 2,0 | 0,63…3,55 | £150 | ||||
УА | 2,8 | 0,8…4,5 | 90…140 | ||||||
УБ | 3,5 | 1,25…8,0 | 300…2000 | ||||||
УВ | 4,8 | 2,0…8,0 | ³1500 |
|
3) в клиноременных передачах
, Н,
где F 1 – сила натяжения ведущей ветви;
z – число ремней;
a 1– угол обхвата ремнем ведущего шкива.
ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Цепные передачи (рис. 7) относятся к механическим передачам зацеплением с гибкой связью[3, 4, 6].
Рис. 7. Схема цепной передачи
Достоинством цепных передач по сравнению с ременными, является отсутствие проскальзывания, и передача крутящего момента на значительные расстояния. Основной недостаток цепных передач – удлинение цепи из-за износа ее шарниров и применение натяжных устройств.
Расчет цепной передачи
Для расчета цепной передачи должны быть заданы: момент на валу ведущей звездочки и частота вращения этого вала , Н∙м, , об/мин.
Определение шага цепи по формуле:
,
где Т 3– вращающий момент на ведущей звездочке, равной вращающемуся моменту на тихоходном валу, Н м;
КЭ – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи (табл. 9):
.
Шаг цепи принимают равным ближайшему наименьшему значению шага по табл.7.
Определение количества зубьев звездочек. Число зубьев ведущей звездочки Z1 желательно должно быть нечетное число
;
где – передаточное число цепной передачи.
Таблица 8
Допускаемое давление в шарнирах цепи
Шаг цепи p, мм | Частота вращения ведущей звездочки n 1, мин–1 | |||||||
12,7; 15,875 | 31,5 | 28,5 | 22,5 | 18,5 | ||||
19,05; 25,4 | 23,5 | 17,5 | ||||||
31,75; 38,1 | 18,5 | 16,5 | – | |||||
44,45; 50,8 | 17,5 | – | – | – |
Таблица 9
Значение коэффициентов в зависимости от условий работы
Условия работы передачи | Коэффициент | |||
обозначение | значение | |||
Динаминость нагрузки | Равномерная Переменная или толчкообразная | 1,2…1,5 | ||
Регулировка межосевого расстояния | Передвигающимися опорами Нажимными звездочками Нерегулируемые передачи | 0,8 1,25 | ||
Положение передачи | Наклон линии центров звездочек к горизонту, град | 1,15 1,05 | ||
1,25 | ||||
Способ смазывания | Непрерывный Капельный Периодический | 0,8 1,5 | ||
Режим работы | Односменный Двухсменный | 1,25 |
Число зубьев ведомой звездочки
.
Допускаемое давление выбирается в зависимости от скорости
цепи или от частоты вращения ведущей звездочки, приложение 10.
n м/с, 0,1 0,4 1,0 2,0 4,0 6,0 8,0 10,0
, Н/мм2 32 28 25 21 17 14 12 10
Межосевое расстояние рекомендуется выбирать в пределах 30 – 50
|
шагов:
ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Расчет конической передачи
По кинематической схеме привода определить параметры коническо-цилиндрического редуктора (рис. 9).
Материал зубчатых колес Сталь 40ХН, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ до твердости HRC 48....53 [2].
Время работы передачи при коэффициенте суточного использования Ксут = 0,7 и годового использования Кгод =0,8.
Время работы передачи:
,
где k – срок службы привода.
Число циклов перемены напряжений для колеса:
,
для шестерни: .
Число циклов напряжений при расчете по контактным напряжениям:
Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям.
N 1 >NHO,то KHL 1 = 1; N 2 >NHO,то KHL 2 = 1
Рис. 9. Кинематическая схема привода
с коническо-цилиндрическим редуктором:1 – электродвигатель;
2 – ременная передача;3 – коническо-цилиндрический редуктор;
4 – муфта фрикционная
Базовое контактное напряжение:
– для шестерни;
– для колеса.
Допускаемое контактное напряжение:
.
Базовое число циклов перемены напряжений при изгибе:
NFO= 4´106.
Коэффициенты долговечности при расчете по изгибу:
N 1 >NFO,то KFL 1=1,
N 2 >NFO, то KFL 2=1.
Допускаемые напряжения при изгибе:
.
7.1.1 Расчет геометрических параметров колес
Геометрические параметры передачи показаны на рис.11.
Пример вал шестерни конической приведен в приложении 16.
Рис.10. Геометрические параметры передачи
Диаметр внешней делительной окружности колеса:
,
где vH = 1 – для прямозубых колес;
vH =1,85 – для колес с круговым зубом;
KHv =1,2 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагрузки для прямозубых колес с твердостью больше 350HB;
KHβ= 1+2 ybd/S – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, а – коэффициент ширины, S =2 – индекс схемы (см. рис. 12).
Углы делительные конусов:
,
.
Конусное расстояние:
.
Ширина колес:
.
Модуль передачи:
,
где KFβ= 1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при изгибе для прямозубых колес;
KFβ= 1,08 – для колес с круговым зубом;
vF =0,85 – для прямозубых колес;
vF = 1 – для колес с круговым зубом.
Число зубьев:
колеса ;шестерни .
Фактическое передаточное число
.
Отклонение от заданного числа не должно быть больше 4 %
Окончательные значения размеров колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни:
; .
Делительные диаметры колес:
,
.
Внешние диаметры колес:
,
.
По расчетным значениям выполнить эскизы конической шестерни и колес (рис.11).
Толщина обода ;
фаска f =(0,5....0,6) mte;
ширина овода d 0 = 2,5 mte +2;
толщина диска С =(0,35) b;
длина ступицы lcт=( 1....1,2) dк;
диаметр ступицы dст =1,55 dк;
литейные уклоны g³7°; радиусы R= 6 мм
Рис. 11. Эскиз конического колеса
7.1.2 Расчет сил в зацеплении (рис. 12).
Силы в зацеплении для колес с прямым зубом:
Рис.12. Силы в зацеплении
Окружная сила на среднем диаметре колеса
,
где dm 2= 0,857 de 2 – средний диаметр колеса.
Осевая сила на шестерни
,
где a =20° –угол зацепления, tg 20°=0,364.
Радиальная сила на шестерне
.
Осевая сила на колесе
Fa 2 =Fr 1.
Силы в зацеплении для колес с круговым зубом:
Окружная сила на среднем диаметре колеса
,
где dm 2= 0,857 de 2 – средний диаметр колеса.
Осевая сила на колесе
Fa 2 =Fr 1= Ft 2(0,44 cos – 0,7sin ).
Радиальная сила на колесе
Fr 2 =Fa 1= Ft 2(0,44 sin + 0,7 cos ).
7.1.3 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Напряжения изгиба в зубьях колеса
.
Напряжение изгиба в зубьях шестерни
.
Значения коэффициентов YFS 1и YFS 2, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений.
Для колес изготовленных без смещения
Z 17 20 25 30 40 50 60 80 100 180
YF 4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
,
где – выбирается по табл. 14.
Расчетное контактное напряжение лежит в интервале:
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Для расчета червячных передачисходные данные: Т 2 – вращающий
момент на колесе, Н×м; n 2– частота вращения колеса, мин–1; и– переда-точноечисло; Lh – время работы передачи (ресурс), ч.
РАСЧЕТ ВАЛОВ
Зубчатые колеса,шкивы, звездочки и другие вращающиеся детали машин устанавливают на валах и осях.
Вал предназначен для передачи вращающего момента вдоль своей оси, а также для поддержания расположенных на нем деталей и восприятия действующих на них сил.
Ось только поддерживает установленные на ней детали и воспринимаетдействующие на эти детали силы, в отличие от вала ось не передает полезного вращающего момента и не испытывает кручения.
Для большинства валов применяют термически обрабатываемые стали марок 45 и 40Х, для высоконагруженных 40ХН, 30ХГСА.
Валы из этих марок подвергают улучшению, закалке с высоким отпуском или поверхностной закалке с нагревом ТВЧ и низким отпуском.
Валы редуктора испытывают два вида деформации – деформацию кручения и деформацию изгиба. На данном этапе работы над курсовым проектом оценить деформацию изгиба не представляется возможным, поэтому валы рассчитывают только на деформацию кручения, но по пониженным допускаемым напряжениям[4, 8].
При расчете валов учитывают изгибающие и крутящие моменты,влияние сжимающих и растягивающих сил мало, обычно не учитывают.
Расчет валов производятся по следующим этапам:
1) Ориентировочный расчет валов по крутящим моментам
2) Предварительный проектный расчет и конструирование вала.
В результате выполнения этого этапа устанавливается диаметр опасного сечения или диаметры нескольких характерных сечений вала, и разрабатывают его конструкцию. При конструировании учитывается возможность свободного продвижении деталей вдоль вала до места их посадки и возможность осевой фиксации этих деталей на валу.
3) Уточненный проверочный расчет.
Этот этап проводится после окончательной разработки конструкции и служит для определения коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала илидля нескольких опасных сечений.
Для определения реакций опор и для построения эпюр моментов следует знать расстояния между опорами по эскизной компановке.
Расчет промежуточного вала
Дано: силы, действующие на вал , , , , , средний делительный диаметр колеса , и червяка (рис. 31).
Размеры l, k, а определяют по эскизной компоновке редуктора.
Рис. 31. Эпюры моментов промежуточного вала зубчато-червячного редуктора | 1. Определить реакции в опорах С и Д в вертикальной плоскости Y из суммы моментов относительно опоры С: ; ; ; ; . 2. Построить эпюру моментов в горизонтальной плоскости Y. 3. Определить реакции в опорах С и Д в горизонтальной плоскости X из суммы моментов относительно опоры С: ; ; ; . |
4. Построить эпюру моментов в горизонтальной плоскости X.
5. Построить эпюру вращающего момента Т 2.
6. Определить изгибающий момент в опоре Д и сечении Е:
; .
7. Определить эквивалентный момент в опоре Д и сечении Е под червяком:
;
.
8. Определить диаметр вала в опоре Д и под червяком в сечении Е:
; < .
9. Конструирование промежуточного вала зубчато-червячного редуктора (рис. 32).
Рис. 32. Промежуточный вал зубчато-червячного редуктора
Расчет валов на прочность
Коэффициент запаса прочности:
Допускаемый коэффициент запаса прочности .
Расчет ведется по опасному сечению:
;
где – коэффициент запаса прочности при изгибе;
– коэффициент запаса прочности при кручении
; ,
где и – амплитуды напряжений цикла;
и – среднее напряжение цикла.
В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу и = 0, а касательные напряжения изменяется по отнулевому циклу: , тогда ; при .
Напряжения в опасных сечениях: ; ,
где – результирующий изгибающий момент в рассчитываемом сечении;
– крутящий момент на валу;
– момент сопротивления изгибу (осевой момент);
– момент сопротивления кручению (полярный момент);
для круглого сечения .
Момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом (рис. 35)
; .
Рис. 35. Сечение вала
; – предел выносливости в рассматриваемом сечении ; (табл. 24).
, – коэффициенты концентрации напряжений ; ,
где и –коэффициенты концентрации напряжений (табл. 25);
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
– коэффициент влияния шероховатости(табл. 26);
– коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 27).
Размеры шпоночного паза выбирать по приложению 14
Таблица 24
Предел напряжений
Марка стали | Диаметр Заготовки, мм | Твердость HB (не ниже) | Механические характеристики, МПа | Коэф. | ||||
Любой | 0,05 | |||||||
40Х | Любой | 0,05 0,05 | ||||||
40ХН | Любой | 0,05 0,05 | ||||||
20Х | ||||||||
0,05 |
Таблица 25
Значения отношений ;
Диаметр вала, мм | при , МПа | при , МПа | ||||||
2,5 | 3,0 | 3,5 | 4,25 | 1,9 | 2,2 | 2,5 | 2,95 | |
3,05 | 3,65 | 4,3 | 5,2 | 2,25 | 2,6 | 3,0 | 3,5 | |
100 и более | 3,3 | 3,95 | 4,6 | 5,6 | 2,4 | 2,8 | 3,2 | 3,8 |
Таблица 26
Значения коэффициента
Среднее арифметическое отклонение профиля мкм | при , МПа | |||
0,1….0,4 | 1,0 | 1,0 | 1,0 | 1,0 |
0,8….3,2 | 1,05 | 1,1 | 1,15 | 1,25 |
Коэффициент влияния асимметрии цикла
.
Таблица 27
Значение коэффициента
Вид упрочнения поверхности | сердцевины, МПа | |||
Для гладких валов | ||||
Закалка с нагревом ТВЧ | 600…800 | 1,5…1,7 | 1,6…1,7 | 2,4…2,8 |
800…1000 | 1,3…1,5 | _ | _ | |
Дробеструйный наклеп | 600…1500 | 1,1…1,25 | 1,5…1,6 | 1,7…2,1 |
Накатка роликом | – | 1,1…1,3 | 1,3…1,5 | 1,6…2,0 |
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Для передачи вращающего момента с вала на деталь или наоборот чаще всего применяют призматические шпонки по ГОСТ 23360-79 со скругленными концами. Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки [3]. На концевых конических участках валов поперечные размеры шпонок известны. Допускаемые напряжения на смятие при стальной ступице .
Шпоночное соединение показано на рис. 45.
Рис. 47. Параметры вала с шпонкой
призматической
Расчет шпонок производится по крутящему моменту вала, на котором она устанавливается. Длинна шпонки определяется
.
Полная длина шпонки l = lр + b.
где b, h, t 1, t 2–поперечные размеры шпонок выбираются по таблице 33
Таблица 33
Размеры шпонок в зависимости от диаметра вала
Диаметр вала d | Сечение шпонки | Глубина паза | Длина l | |||
b | h | вала t 1 | ступицы t 2 | |||
Свыше 12 до 17 | 2,3 | 10...56 | ||||
Свыше 17 до 22 | 3,5 | 2,8 | 14...70 | |||
Свыше 22 до 30 | 3,3 | 18...90 | ||||
Свыше 30 до 38 | 3,3 | 22...110 | ||||
Свыше 38 до 44 | 3,3 | 28...140 | ||||
Свыше 44 до 50 | 5,5 | 3,8 | 36...160 | |||
Свыше 50 до 58 | 4,3 | 45...180 | ||||
Свыше 58 до 65 | 4,4 | 50...20 | ||||
Свыше 65 до 75 |
История развития хранилищ для нефти: Первые склады нефти появились в XVII веке. Они представляли собой землянные ямы-амбара глубиной 4…5 м... Общие условия выбора системы дренажа: Система дренажа выбирается в зависимости от характера защищаемого... Адаптации растений и животных к жизни в горах: Большое значение для жизни организмов в горах имеют степень расчленения, крутизна и экспозиционные различия склонов... Историки об Елизавете Петровне: Елизавета попала между двумя встречными культурными течениями, воспитывалась среди новых европейских веяний и преданий... © cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста. |