практическая работа. ПЗ. Шершуков Н.А.. Привод цепного конвейера
![]()
|
6. Предварительный расчет валов по заниженным значениям допускаемых напряжений на кручение.При проектировочном расчете обычно определяют диаметр выходного конца, а для промежуточного вала — диаметр под колесом. Диаметры других участков вала назначают при разработке конструкции с учетом технологии изготовления и сборки. Диаметр расчетного сечения вала вычисляют по формуле: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Для валов из сталей Ст5, Ст6, 45 принимают ![]() Полученный диаметр вала округляют до ближайшего значения из ряда R40 нормальных линейных размеров, мм: 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45,48, 50, 53. 56, 60, 63, 67, 71. 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150,160, 170, 180, 190, 200, 210, 220, 240, 250, 260, 280. ![]() Принимаем ![]() ![]() Принимаем ![]() ![]() Принимаем ![]() 7. Расчет зубчатой быстроходной передачи.Исходными для расчета передач являются данные, полученные в ходе расчета нагрузочных и скоростных параметров привода. Сведем их в таблицу.
Выбираем для изготовления шестерни сталь 18ЧГТ. 1)Назначаем термообработку – Цемент + закалка. Твердость для шестерни – 63 HRC. Выбираем для изготовления колеса сталь 20Х. 2) Назначаем термообработку – Цемент + закалка. Твёрдость для колеса -58 HRC. Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса: ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() При постоянной нагрузке: ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() Так как ![]() ![]() Для шестерни: ![]() Для колеса: ![]() Среднее допускаемое напряжение: ![]() ![]() Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса определяются по формулам: ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() где ![]() при ![]() ![]() ![]() ![]() Для шестерни: ![]() Для колеса: ![]() Проектный расчет цилиндрических зубчатых передач. Межосевое расстояние определяется по формуле: ![]() где ![]() для косозубых передач ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Полученное значение ![]() 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, 630, 800 ![]() Модуль передач. Минимальное значение модуля: ![]() ![]() Полученное значение модуля округлить до ближайшего стандартного из ряда по ГОСТ 13755-81 1 ряд ![]() Угол наклона и число зубьев. Угол наклона зубьев у косозубых колес выбирают в интервале ![]() ![]() ![]() Число зубьев шестерни: ![]() ![]() Число зубьев колеса: ![]() Фактическое передаточное число: ![]() Отклонение передаточного числа: ![]() ![]() Действительный угол наклона зубьев: ![]() Размеры колес. Для колес без смещения высота зуба: ![]() Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса: ![]() ![]() Диаметры окружностей вершин: ![]() ![]() Диаметры окружностей впадин: ![]() ![]() Ширина венца колеса: ![]() Ширина венца шестерни: ![]() Определение силы в зацеплении. Окружная сила: ![]() Радиальная сила: ![]() Осевая сила: ![]() Окружная скорость: ![]() Проверочный расчет цилиндрической зубчатой быстроходной передачи на прочность по контактным напряжениям. Условия прочности: ![]() ![]() где K- вспомогательный коэффициент : для косозубых передач К=376; ![]() ![]() ![]() где C=0,15- для колес с твердостью ![]() ![]() ![]() ![]() Проверочный расчет цилиндрической зубчатой быстроходной передачи на прочность по напряжениям изгиба. Условия прочности: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() |