ВУЗ:
Составители:
Рубрика:
162,326,92
=
⋅
+
=
+
= edd
мм,
где е – глубина шпоночного паза, мм.
В головке принят d = 18 мм.
Выбор диаметра рабочего шпинделя рекомендуется производить в соответствии с диаметром посадочного отверстия
упорного подшипника на данном шпинделе. При обработке стальных и чугунных деталей диаметр шпинделя можно опреде-
лять по следующей таблице:
Диаметр сверл, мм До 6 До 9 До 12 До 16 До 20 До 25
Диаметр шпинделя, мм 9 12 15 20 25 30
В тех случаях, когда диаметр сверла принимается больше рекомендуемого в таблице для данного шпинделя, необходи-
мо производить поверочный расчет.
В нашем случае диаметр шпинделя принят равным 15 мм (по упорному подшипнику), что значительно больше реко-
мендуемого по таблице.
Диаметры осей промежуточных колес принимают равными диаметрам рабочих шпинделей, если они передают враще-
ние не более чем двум рабочим шпинделям.
Поверочный расчет зубчатых колес
Прочность зубьев колее должна быть проверена по величине действующих контактных напряжений в поверхностном
слое зубьев и напряжений у их основания. Эту проверку можно осуществить косвенным путем, для чего следует вычислить
по указываемым в справочниках допускаемым напряжениям и заданным условиям работы величину модуля т и сравнить
его с модулем, принятым конструктивно.
Для такой проверки можно воспользоваться следующими формулами:
а) из условий усталости поверхностного слоя металла зубьев модуль т
пов
будет равен
3
v
2
к
пов
][
0001801
K
K
n
N
zi
i
m
σψ
+
=
;
б) из условий прочности зуба на изгиб модуль т
изг
будет равен
3
vи
изг
][
455
10
K
K
n
N
yz
m
σψ
=
,
где z – число зубьев колеса; i – передаточное отношение (отношение числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньше-
го); ψ – отношение ширины колеса (длина зуба) к модулю, которое рекомендуется выбирать в пределах 8 – 12; у – коэффи-
циент формы зуба (табл. 26); [σ]
к
– допускаемое напряжение смятия (контактные напряжения), кГс/мм
2
; [σ]
и
– допускаемое
напряжение изгиба, кГс/мм
2
; K и K
и
– коэффициенты долговечности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
(при более или менее постоянной нагрузке на колеса они могут быть приняты равным единице, за исключением закаленных
колес); K
v
– коэффициент скорости, который может быть подсчитан по формуле Барта,
6v
6
v
+
=K
; v – окружная скорость на
колесе, м/с.
26. Коэффициент формы зуба y при нормальном зацеплении
(α = 200; h = 2,2m)
z y z y z y
14
15
16
17
18
19
20
0,088
0,092
0,094
0,096
0,098
0,100
0,102
21
23
25
27
30
34
38
0,104
0,106
0,108
0,111
0,114
0,118
0,122
43
50
60
75
100
150
300
Рейка
0,126
0,130
0,134
0,138
0,142
0,146
0,150
0,154
Пользуясь полученными при расчете данными и вспомогательными таблицами, найдем модуль для зубчатой пары: ко-
лесо рабочего шпинделя головки – паразитное колесо.
Если 35,1
20
27
==i
; ψ = 12; z = 20 (число зубьев меньшего колеса); [σ]
к
= 85 кГс/мм
2
; N = 0,27 л.с. = 0,2 кВт;
500
27
20
675 =⋅=n
мин
–1
; K = 1; K
и
= 1; K
v
= 0,85; у = 0,102; [σ]
и
= 18 кГс/мм
2
, то
Страницы
- « первая
- ‹ предыдущая
- …
- 110
- 111
- 112
- 113
- 114
- …
- следующая ›
- последняя »
