Солнца марс Юпитер Сатурн Краснодар улица красная армия была разбита на работе не могу найти. Мен саган да я знаю что.
Создайте Ваш сайт учителя Курсы ПК и ППК Видеоуроки Олимпиады Вебинары для учителей
«Как земля вращается вокруг Солнца?»
Вы уже знаете о суперспособностях современного учителя?
Тратить минимум сил на подготовку и проведение уроков.
Быстро и объективно проверять знания учащихся.
Сделать изучение нового материала максимально понятным.
Избавить себя от подбора заданий и их проверки после уроков.
Наладить дисциплину на своих уроках.
Получить возможность работать творчески.
Просмотр содержимого документа
««Как земля вращается вокруг Солнца?»»
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН
АКАДЕМИЯ ЛОГИСТИКИ И ТРАНСПОРТА
Кафедра: Магистральная инженерия
КУРСОВАЯ РАБОТА
Тема: Проектирование привода конвейера с двухступенчатым редуктором
Дисциплина: Детали машин и механизмов
Выполнил: Нуртазин С.Т.
Группа: УВД-Л-20-1
Проверил: Жусупов К.А.
Алматы 2021
Содержимое
I.Введение
II.Основная часть
Расчет двухступенчатого зубчатого редуктора
Расчет вала редуктора
III. Таблица расчета
IV. Литература
ВВЕДЕНИЕ
Являясь составной частью курса «Детали машин и основы конструирования», методические указания к СРОП закрепляет и углубляет теоретические знания студентов, помогает им вникнуть в физическую сущность рассматриваемых вопросов, развивает навыки инженерных расчетов, проектирования и конструирования деталей и узлов машин.
Расчеты и все необходимые пояснения к ним рекомендуется обучающимся выполнять в общей тетради чернилами или пастой, а расчетные схемы и рисунки - в карандаше.
Задание считается выполненным после просмотра преподавателем результатов расчета и собеседования со студентом по теме задания.
Редуктор (от латинского reductor – отводящий назад, приводящий обратно), зубчатая (в том числе червячная) или гидравлическая передача, предназначенная для изменения угловых скоростей и вращающих моментов.
Цепные конвейеры перемещают подвешенные емкости, содержащие сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на большие расстояния. Их широко применяют для механизации сборочных конвейеров заводов, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.
Тяговым органом цепного конвейера служит гибкая цепь.
II.Основная часть
1. Расчет двухступенчатого зубчатого редуктора
Рассчитать размеры зубчатых колес редуктора, установленного в механизме привода конвейера. Мощность Р1 на входном валу и частоту вращения п1, общее передаточное отношение i редуктора и режим его нагружения выбрать по данным табл. 1.1. (Режим нагружения привода: 0 - постоянный; I - тяжелый; II - средний равновероятный; III - средний нормальный; IV - легкий).
Редуктор должен работать 8 часов в сутки, 300 дней в году в течение 10 лет. Допустима кратковременная перегрузка
Редуктор проектировать в закрытом корпусе, смазка - картерная.
Рисунок 1.1
Таблица 1.1
| Параметр | Варианты | |||||||||||||||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | 11 | 12 | 13 | 14 | |||||
| Р1, кВт | 6 | 4 | 8 | 5 | 9 | |||||||||||||
| n1, мин-1 | 740 | 980 | 1420 | 740 | 980 | 1420 | 960 | |||||||||||
| i | 16 | 8 | 10 | 12 | 15 | 18 | 12 | 20 | ||||||||||
| Режим нагружения | 0 | II | IV | III | I | |||||||||||||
Расчет на прочность прямозубых и косозубых эвольвентных цилиндрических передач изложен в ГОСТ 21354-87. В курсе «Детали машин» изучают основы такого расчета. При этом допускаются некоторые упрощения, мало влияющие на результаты расчетов.
Ниже выполнен практический расчет зубчатого редуктора по исходным данным варианта 14 (P1 =9 кВт, n1 = 960 мин, передаточное отношение редуктора i = 20, режим нагружения I).
1. Массу и габариты редуктора в основном определяет твердость зубьев колес редуктора и, кроме того, правильное распределение общего передаточного отношения i редуктора по ступеням передачи.
Для двухступенчатого редуктора с i = 20 рекомендуется i1 5...6, принимаем i1 =5,5, тогда i2 = i/i1, =20/5,5 = 3,6.
В расчетах прочности зубчатых передач удобнее использовать понятие передаточного числа u; принимаем u1 =5,5; u2 = 3,6.
2. Крутящие моменты на валах редуктора:
- на входном валу при
- на промежуточном валу
- на выходном валу
Здесь 1 = 2 = 0,97 - КПД цилиндрических зубчатых передач, работающих в условиях масляной ванны.
3. Частота вращения валов:
4. Выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес.
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую сталь 40Х (поковка). По табл. П 1.1 назначаем термообработку:
для колес - улучшение НВ 230...260, в = 850 МПа, Т = 550 МПа;
для шестерни 2-ой ступени - улучшение НВ 260...280, в = 950 МПа,
Т = 700 МПа;
для шестерни 1-ой ступени - азотирование поверхности HRC 50…59
при твердости сердцевины HRC 26...30, в = 1000 МПа, Т = 800 МПа; (в косозубых парах всегда стремятся твердость шестерни на НВ 80…120
сделать выше, чем на колесе).
5. Допускаемые контактные напряжения
(1.1)
где НО - предел выносливости материала колес при нулевом цикле:
SH - коэффициент безопасности (значения НО и SH см. таблицу П 1.1).
Дня колес: НО =2 НВ + 70 = 2 245 + 70=560 МПа; [SH] = 1,1.
Для шестерни 2-ой ступени: НО =2 НВ + 70 = 2 270 + 70 = 610 МПа; [SH] = 1,1.
Для шестерни 1-ой ступени: НО = 1050 МПа; [SH] = 1,2.
Коэффициент долговечности передачи khl учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач:
(1.2)
Здесь nho - базовое число циклов. Для стальных колес твердостью 245 НВ; nho = 1,5 • 107; для шестерни 1-ой ступени закаленной до 50...59 HRC ( 550 НВ) nho = 108, для шестерни 2-ой ступени твердостью 270 НВ nho = 2 107.
Эквивалентное (приведенное) число циклов передачи
nНЕ = КНЕ N (1.3)
Значения коэффициента КHE приведены в табл. П 1.2 в зависимости от заданного режима работы (КНЕ = 0,5 для режима I ), а суммарное число циклов нагружения N за расчетный срок t = 10 • 300 • 8 = 24000 час. службы передачи определится из формулы
(1.4)
где с - число зацеплений зуба за один оборот колеса (в нашей схеме c = 1);
n и t - обороты и расчетный срок службы редуктора.
Для колеса второй ступени число циклов нагружений
Так как , то передача считается длительно работающей и коэффициент долговечности КHL = 1. Этот вывод справедлив и для всех других зубчатых колес редуктора, так как они вращаются быстрее.
Допускаемые контактные напряжения для передачи 2-ой ступени определяем по материалу колеса как более слабому
Для косозубой передачи (первая ступень) допускаемое контактное
напряжение принимается с учетом твердости материалов шестерни и колеса
но так как 690 1,25 510 = 635 МПа, то за расчетное принимаем [H]I = 635 МПа.
6. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость
(1.5)
где F0 - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
SF - коэффициент безопасности (по табл. П 1.1, SF = 1,75 для всех
колес);
КFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (в рассчитываемом редукторе передача нереверсивна, следовательно КFC = 1);
КFL - коэффициент долговечности передачи.
Для зубчатых колес твердости НВ
(1.6)
Здесь базовое число циклов NF0 принимают равным 4 • 10б для всех сталей, а эквивалентное число циклов передачи NFE определяют из формулы
(1.7)
Значения коэффициентов KFE приведены в табл. П 1.2 в зависимости от заданного режима работы (KFE = 0,3 для режима I ). Подставляя значения KFE и N в формулу (1.7), получим
и так как NFE = 2,07 I07 NFo = 4 106, то коэффициент долговечности КFL = 1. Этот вывод справедлив и для всех других зубчатых колес редуктора, так как они вращаются быстрее.
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба (табл. П 1.1):
для колес:
для шестерни тихоходной:
для шестерни быстроходной:
Подставляя значения вычисленных коэффициентов в формулу (1.5), получим значения допускаемых напряжений изгиба:
для обоих колес:
для шестерни тихоходной:
для шестерни быстроходной:
7. Расчет прочности зубчатой пары тихоходной ступени редуктора.
Вначале рассчитываем, тихоходную прямозубую пару, как более
нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Размеры
зубчатых колес и межосевое расстояние передачи определяются расчетом
зубьев на контактную прочность:
(1.8)
где = 0,4 - коэффициент ширины колеса определяется из табл. П 1.3;
Eпр - приведенный модуль упругости материала зубчатых колес (для стальных колес Eпр = 2,1 • 105 МПа);
KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев. Определяется по рекомендациям ГОСТ 21354-87 в зависимости от схемы редуктора, твердости зуба и коэффициента, ширины колеса. Для рассматриваемой схемы редуктора при
Подставляя выбранные значения коэффициентов в формулу (1.8),
получим:
Расчетное значение а для нестандартных редукторов округляют по ряду: 40; 45; 50; 55… 110; 115, 120; 125; 130, далее через 10 до 260, затем через 20 до 420. Принимаем а2 = 260 мм.
Ширина зубчатого колеса тихоходной ступени
Модуль зубчатой пары определяется расчетом зуба на излом, но в проектном расчете можно модуль определить из соотношения
т = (0,01.,.0,02) а (0,01...0,02) 260
2,5-5,0
Мелкомодульные колеса предпочтительны по условиям плавности хода и экономичности, крупномодульные колеса дольше противостоят износу, менее чувствительны к перегрузкам.
Значения модулей стандартизованы и расчетная величина модуля согласуется с данными табл. П 1.4.
Назначаем m = 4 мм.
Суммарное число зубьев на колесах второй ступени
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса: Расчетные числа зубьев округляют до ближайшего целого.
Делительные диаметры
шестерни:
колеса:
8. Проверочный расчет контактной прочности зубчатых колес тихоходной ступени.
Окружная скорость в зацеплении
Ступень точности зубчатых колес назначается по табл. П 1.5 в зависимости от v. При v м/с, назначается девятая степень точности.
Коэффициент расчетной нагрузки:
где КНv 1,05 назначается из табл. П 1.6 в зависимости от степени точности, твердости зубчатого колеса (
350 НВ) и типа передачи (прямозубая или косозубая).
Величина контактных напряжений:
Здесь d1 = d1 и а = a0 = 20°, a Sin2a = 0,64 для колес, нарезанных без смещения.
Расчетное значение контактных напряжений н = 490 МПа меньше допускаемых [н] = 510 МПа, следовательно, размеры колес тихоходной передачи выбраны правильно.
9. Проверочный расчет изломной прочности зубчатых колес тихоходной ступени.
Изломная прочность зубьев шестерни и колеса в основном зависит от модуля, допускаемых напряжений изгиба [F] и коэффициента формы зуба УF. Слабым является колесо, у которого меньше отношение [F]/ УF.
Коэффициент формы зуба шестерни УF1 и колеса УF2 определяем по графику рис. 5.4 для Z1 = 28 и Z2 = 102, полагая, что колеса нарезаны без смещения (X = 0): УF1 = 3,9; УF2 = 3,75.
Отношение
Так как 72,6 67,2 следовательно слабым является колесо.
Коэффициент расчетной нагрузки:
Здесь КF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев. Определяется по рекомендациям ГОСТ 21354-87 в зависимости от схемы редуктора, твердости зуба и коэффициента ширины колеса. Для рассматриваемой схемы редуктора при ;
КFv - коэффициент динамической нагрузки назначается из таблицы
П 5.6 в зависимости от степени точности, твердости зубчатого колеса и типа передачи (прямозубая, косозубая) KFv = 1,13.
Величина напряжений изгиба:
Расчетное значение напряжений изгиба F = 104 МПа меньше допускаемых [F] = 252 МПа, следовательно модуль зубчатых колес выбран правильно.
10. Проверка зубьев на заданную перегрузку (от пиковых нагрузок
Тпик ном).
Кратковременные перегрузки могут привести к потере статической прочности зубьев. Условие контактной прочности имеет вид:
(1.10)
При нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев (см. таб. П 5.1):
Условие изгибной прочности зубьев от пиковых нагрузок:
Значение предельных допускаемых напряжений 
находят из табл. П 1.1: 
Условие контактной и изгибной прочности от пиковых нагрузок выполняется.
Расчет косозубой (быстроходной) передачи выполняется аналогично. Иначе определяется только величина допускаемых контактных напряжений. Здесь учитывается не только твердость поверхности зуба колеса, но и шестерни (см. выше определение 
).
2. Расчет вала редуктора
На валу (рис. 2.1) установлены косозубое зубчатое колесо и цепная звездочка. Нагрузка в зубчатом зацеплении представлена тремя составляющими: окружной Ft, осевой Fa и радиальной Fr силами. Усилие Fц давления цепи на вал направлено под углом = 38 ° к горизонту. Диаметр зубчатого колеса d1 = 200 мм. Материал вала - сталь 45, улучшенная (в = 750 МПа, T = 450 МПа, -1 = 300 МПа, -1 = 150 МПа). Срок службы редуктора длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двукратная кратковременная перегрузка.
Рассчитать размеры вала зубчатого редуктора и определить коэффициент запаса в опасных сечениях вала.
Таблица 2.1
| Параметр | Варианты | |||||||||||||||||||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | 11 | 12 | 13 | 14 | |||||||||
| FT, H | 400 | 2000 | 2500 | 3500 | 3000 | |||||||||||||||||
| Fa, H | 200 | 180 | 160 | 220 | 140 | 240 | 160 | |||||||||||||||
| Fr, H | 280 | 250 | 140 | 160 | 180 | 220 | 240 | 200 | ||||||||||||||
| Fц, H | 5000 | 2500 |
| 3500 | 3000 | |||||||||||||||||
Рисунок 2.1
Ниже выполнен практический расчет вала по исходным данным варианта 14.1. Предварительно оцениваем средний диаметр вала из расчета только на кручение: 
, откуда
Здесь Wp - полярный момент сопротивления сечения вала;
- крутящий момент на валу;
- допускаемое напряжение кручения для редукторных валов, выполненных из стали 45.
Полученное значение d округляем до ближайшего стандартного из ряда 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100.... Полагаем d = 45 мм.
2. Диаметры вала под подшипниками dn и под звездочкой dзв (см. рис. 2.2):
dn = d - 5 мм = 45 - 5 = 40 мм
dзв = dn - 5 мм = 40 - 5 = 35 мм
3. Уточненному расчету вала предшествует определение реакций в его опорах, построение эпюр изгибающих моментов и расчет напряжений изгиба в опасных сечениях вала.
Предварительно определяем вертикальную 
и горизонтальную 
составляющие cилы давления цепи на вал
Опорные реакции и изгибающие моменты в характерных сечениях вала:
а) Вертикальная плоскость
Реакции в опорах:
, откуда
(Предварительно полагали, что 
направлено вверх).
Моменты в сечениях:
А и D: МА = 0; MD = 0;
В слева: 
В справа: 
С: 
б) Горизонтальная плоскость
Реакции в опорах:
, откуда
Моменты в сечениях
А и D: МА = 0; MD = 0;
В 
С: 
Рисунок 2.2
По результатам расчетов строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рис. 2.2). Эпюра крутящих моментов
Т = 300 Нм условно строится от середин ступиц колеса и звездочки.
4. Анализ эпюр моментов позволяет выявить наиболее нагруженное (опасное) сечение вала - в опоре С. Здесь максимальные значения Мизг и Ткрут., имеются концентраторы напряжений от галтели вала, от напрессовки подшипника.
Напряжение изгиба в сечении С вала
Здесь 
- момент сопротивления изгибу.
Напряжение от скручивания вала
где 
- полярный момент сопротивления.
5. Коэффициенты запаса прочности в сечении С по изгибу
по кручению
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе К и кручении К находим из табл. П 2.1. Задавшись радиусом галтели r = 2 мм и вычислив соотношение r/dn = 2 / 40 = 0,05.
При вращении вала напряжения изгиба в различных точках сечения С изменяются по симметричному циклу (меняют знак), а для касательных напряжений ближе от нулевой цикл.
При этом постоянные и переменные составляющие напряжений равны
Коэффициенты и r корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических характеристик материала. Обычно принимают:
= 0,05; r = 0 - углеродистые мягкие стали;
= 0,1; r = 0,05 - среднеуглеродистые стали;
= 0,15; r = 0,1 - легированные стали.
Полагаем = 0,1; r = 0,05.
6. Общий коэффициент запаса прочности в сечении С вала
Аналогично рассчитывается коэффициент запаса прочности в сечении В вала, здесь учитывается концентрация напряжений от шпоночного паза и напрессовки зубчатого колеса. Если расчетные значения коэффициентов запаса малы (меньше 1,5) или весьма велики (многократно больше [ S ]), то необходимо увеличить или соответственно уменьшить предварительно назначенные значения диаметров d, dn и dзв.
Расчет вала завершаем проверкой статической прочности вала от случайных кратковременных перегрузок:
Согласно исходным данным допускается двойная кратковременная перегрузка, поэтому напряжения И и удваиваются.
Допускаемое напряжение [ ] = 0,8 T =0,8 450 = 360 МПа.
Расчетное значение экв. = 95,1 МПа меньше допускаемого [ ] = 360 МПа, следовательно условие статической прочности вала выполняется.
ПРИЛОЖЕНИЯ Таблица П 1.1 - Диаметр заготовки 80 ... 100 мм
| Термообработка | Марка | Твёрдость на поверхности | Предел прочности в, МПа | Предел текучести Т, МПа | Предел выносливости по контактным напряжениям НО, МПа | SH | Предел выносливости по изгибным напряжениям F0, МПа | SF | Предельное допускаемое контактное напряжение | Предельное допускаемое напряжение изгиба |
| Улучшение | 40 | 192...228 НВ | 700 | 400 | 2НВ +70 | 1,1 | 1,8 НВ | 1,75 | 2,8Т | 2,74 НВ |
| 45 | 192...240 НВ | 750 | 450 | |||||||
| 40Х | 230...260 НВ | 850 | 550 | |||||||
| (60 мм) | 260...280 НВ | 950 | 700 | |||||||
| 45Х | 230...280 НВ | 850 | 650 | |||||||
| 40ХН | 230...300 НВ | 850 | 600 | |||||||
| 35ХМ | 240 НВ | 900 | 800 | |||||||
| Нормализация | 45 | 170...217 НВ | 600 | 340 | ||||||
|
| 50 | 179...228 НВ | 640 | 350 | ||||||
| Объёмная | 40ХН | 48...54 HRC | 1600 | 1400 | 18HRC + 150 | 1,1 | 550 | 1,75 | 2,8Т | 1400 |
| 35XM | 45…53 HRC | 1600 | 1400 | |||||||
| 30ХГСА | 46…53 HRC | 1700…1950 | 1350…1600 | |||||||
| Азотирование (твёрдость в сердцевине 26…30 HRC) | 40Х | 50…59HRC | 1000 | 800 | 1050 | 1,2 | 12 HRCсердц +300 | 1,75 | 30HRCпов | 1000 |
| 38ХМЮА | 55…67 HRC | 1050 | 900 | |||||||
| Цементация | 20Х | 56…63 HRC | 650 | 400 | 23HRCпов | 1,2 | 750 | 1,5 | 40HRCпов | 1200 |
| 12ХНЗА | 56…63 HRC | 900 | 700 | |||||||
| 25ХГТ | 58…63 HRC | 1150 | 950 |
, МПа
Таблица П 1.2
| Режим работы | Расчёт на контактную усталость | Расчёт на изгибную усталость | |||||||
| Термообработка | m/2 | КНЕ | Термообработка | m | KFE | Термообработка | m | KFE | |
| 0 | Любая | 3 | 1,0 |
| 6 | 1,0 | Закалка объёмная, поверхностная, цементация | 9 | 1,0 |
| I | 0,5 | улучшение, | 0,30 | 0,20 | |||||
| II | 0,25 | нормализация, | 0,14 | 0,10 | |||||
| III | 0,18 | азотирование | 0,06 | 0,04 | |||||
| IV | 0,125 |
| 0,038 | 0,016 | |||||
| V | 0,063 |
| 0,013 | 0,004 | |||||
Таблица П 1.3 - Значения ва - коэффициента ширины колеса
| Расположение зубчатых колёс относительно опор в редукторе | Рекомендуемые значения | Твёрдость рабочих поверхностей зубьев | |
| Н2 | Н1 и Н2 350 НВ | ||
| Симметричное |
| 0,3…0,5 | 0,25…0,30 |
| Несимметричное | ва | 0,25…0,4 | 0,2…0,25 |
| Консольное |
| 0,2…0,25 | 0,15…0,20 |
Таблица П 1.4 - Значения модулей зубчатых колёс
| Ряды | Модуль, мм (СТ.СЭВ 310-76) |
| 1-ый | 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25 |
| 2-ой | 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 6,5; 7,5; 9; 11; 14; 18; 22 |
Таблица П 1.5
| Степень точности зубчатого колеса | Окружная скорость, м/с | Область использования зубчатых передач | ||
| прямо-зубые | косозубые | |||
| 6 (высокоточные) | 15 | 30 | Высокоскоростные передачи, механизмы точной кинематической связи | |
| 7 (точные) | 10 | 15 | Передачи при повышенных скоростях и умеренных нагрузках или повышенных нагрузках и умеренных скоростях | |
| 8 (средней точности) | 6 | 10 | Передачи общего машиностроения, не требующие особой точности | |
| 9 (пониженной точности) | 2 | 4 | Тихоходные передачи с пониженными требованиями к точности | |
Таблица П 1.6
| Степень точности зубчатых колёс | Коэф-т динамич. нагрузки | Окружная скорость v, м/с | |||||
| 1 | 2 | 4 | 6 | 8 | 10 | ||
| 7 | КHv | 1,04 | 1,07 | 1,14 | 1,21 | 1,29 | 1,36 |
| 1,02 | 1,03 | 1,05 | 1,06 | 1,07 | 1,08 | ||
| KFv | 1,08 | 1,16 | 1,33 | 1,50 | 1,67 | 1,80 | |
| 1,03 | 1,06 | 1,11 | 1,16 | 1,22 | 1,27 | ||
| 8 | КHv | 1,04 | 1,08 | 1,16 | 1,24 | 1,32 | 1,40 |
| 1,01 | 1,02 | 1,04 | 1,06 | 1,04 | 1,08 | ||
| KFv | 1,1 | 1,2 | 1,38 | 1,58 | 1,78 | 1,96 | |
| 1,03 | 1,06 | 1,11 | 1,17 | 1,23 | 1,29 | ||
| 9 | КHv | 1,05 | 1,10 | 1,20 | 1,30 | 1,40 | 1,50 |
| 1,01 | 1,03 | 1,05 | 1,07 | 1,09 | 1,12 | ||
| KFv | 1,13 | 1,28 | 1,50 | 1,77 | 1,98 | 2,25 | |
| 1,04 | 1,07 | 1,14 | 1,21 | 1,28 | 1,35 | ||
Примечания
1. Твёрдость поверхности зубьев
2. Верхние цифры - для прямозубых колёс. Нижние - для косозубых колёс.
Таблица П 2.1
| Фактор концентрации напряжений | К | К | |||
| в, МПа | |||||
|
|
|
|
| ||
| Галтель при r/d |
|
|
|
|
|
| 0,02 | 2,5 | 3,5 | 1,8 | 2,1 | |
| 0,06 | 1,85 | 2,0 | 1,4 | 1,43 | |
| 0,10 | 1,6 | 1,64 | 1,25 | 1,35 | |
| Выточка при r/d |
|
|
|
|
|
| 0,02 | 1,9 | 2,35 | 1,4 | 1,7 | |
| 0,06 | 1,8 | 2,0 | 1,35 | 1,65 | |
| 0,10 | 1,7 | 1,85 | 1,24 | 1,5 | |
| Поперечное отверстие при a/d 0,05…0,25 |
| 1,9 | 2,0 | 1,75 | 2,0 |
| Шпоночный паз | 1,7 | 2,0 | 1,4 | 1,7 | |
| Шлицы |
| При расчёте по внутреннему | |||
| Прессовая посадка |
|
|
|
|
|
| при Р |
| 2,4 | 3,6 | 1,8 | 2,5 |
| Резьба |
| 1,8 | 2,4 | 1,2 | 1,5 |
ЛИТЕРАТУРА:
1. Иванов М.Н. Детали машин. - Высшая школа., 1991. - 383 с.
2. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. ГОСТ 21354-87. - М., 1988. -128 с,
3. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. ГОСТ 1284.2-89. М. - 1990. - 20 с.
4. Цепи приводные роликовые и втулочные. ГОСТ 13568-75. - М., 1990.-26 с.
5. Куклин Н.Г., Куклина Г.С.Детали машин. - М.:Высшая школа, 1984.-384 с.
6.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Машиностроение, 1988. - 416с.
Полезное для учителя
Распродажа видеоуроков!
2110 руб.
2640 руб.
2540 руб.
3170 руб.
2220 руб.
2780 руб.
2020 руб.
2530 руб.
Курсы ПК и ППК для учителей!
1000 руб.
4000 руб.
1000 руб.
4000 руб.
1000 руб.
4000 руб.
1000 руб.
4000 руб.
ПОЛУЧИТЕ СВИДЕТЕЛЬСТВО МГНОВЕННО
* Свидетельство о публикации выдается БЕСПЛАТНО, СРАЗУ же после добавления Вами Вашей работы на сайт
Удобный поиск материалов для учителей
Ваш личный кабинет
Проверка свидетельства