- •Кафедра Детали машин и тмм
- •Пояснительной записки
- •1 Техническое предложение
- •1.1 Введение
- •1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода
- •1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора
- •1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес
- •1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений
- •1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление
- •1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным
- •1.3.5 Расчет цилиндрической передачи
- •1.3.6 Расчет конической передачи
- •1.4 Предварительный расчет диаметров валов
- •1.5 Расчет ременной передачи
- •1.5.5.Анализ результатов
- •1.6 Подбор муфты
- •2 Эскизный проект
- •2.1 Основные параметры привода
- •2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора
- •2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала
- •2.2.2 Допускаемые напряжения
- •2.2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки kakvkk
- •2.2.4 Контактные напряжения н и Нmax
- •2.2.5 Напряжения изгиба f и Fmax
- •2.3 Конструкция зубчатых колес
- •2.4 Конструктивные элементы редуктора
- •2.5 Смазка зацеплений и подшипников
- •2.6 Усилия в передачах
- •2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение
- •2.8 Подбор подшипников качения
- •2.9 Расчет шпоночных соединений
- •3 Технический проект
- •3.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала
- •3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме.
- •4. Список использованных источников
- •Содержание
3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме.
Схемы нагружения и стыка редуктора с размерами даны на рисунке 3.1
Рисунок 3.1 Расчетная схема стыка.
Внешняя нагрузка на редуктор: TБ = 63,1 Нм; TT = 928 Нм; FM = 5275 H; FP = 818 H.Болты (с. , таблица 2.4): М16, d1 = 13,835 мм; количество z = 4; диаметр отверстия под болт d0 = 18 мм.
Длины, необходимые для расчета, взяты с чертежа редуктора.
Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.
Нагрузка на стыке: Fx = 0; Fy = FM = 5275 H; Fz = FP = 818 H (сжимающая); Mx = TT + FP(0,255 + 0,032) = 928 + 8180,287 = 1163 Нм; My = TБ = 63,1 Нм;
Tz = FМ(0,08 + 0,062) = 52750,142 = 749 Нм
Под действием Fy и Tz происходит сдвиг в плоскости стыка;
Mx, My, Fz вызывают отрыв (сжатие) стыка перпендикулярно его плоскости.
Наиболее нагруженный болт № 2.
Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, c.113]:
FTz = 103Tz / (z),
где = (x12 + y12)1/2 = (1052 + 2252)1/2 = 248 мм – расстояние от центра масс
стыка О до оси болта № 2;
FTz = 103749 / (4248) = 755 Н ;
FFy = Fy / z = 5275 / 4 = 1319 Н; cos = x1 / = 105 / 248 = 0,4274;
Сдвигающая сила, приходящаяся на болт № 2 (рисунок 3.1): F = (FTz2 + + FFy2 +2FTz FFy cos)1/2 = (7552 + 13192 + 275513190,4274)1/2 = 1778 H;
FFz = Fz / z = 818 / 4 = 205 H (сжимающая сила);
FМx = 103Mx / (4y1) = 1031163 / (4225) = 1292 H;
FМy = 103My / (4x1) = 10363,1 / (4105) = 150 H.
Отрывающая сила в зоне болта № 2:
F = FМx + FМy – FFz = 1292 + 150 – 205 = 1237 H.
Усилия предварительной затяжки: а) на сдвиг:
Fзат1 = k1 F / (if ) – FFz = 1,51778 / (10,15) – 205 = 17575 H,
где k1 = 1,5 – коэффициент запаса сцепления на сдвиг (k1 = 1,5...2);
i = 1 – число стыков в соединении; f = 0,15 – коэффициент трения на стыке;
б) на отрыв :
Fзат2 = k2(1 – )[ – Fz + 103Aст (Mx / WстX + My / WстY)] / z ,
где k2 = 2 – коэффициент запаса на отрыв: при F– const (k2 = 1,5...2);
= 0,25 – коэффициент внешней нагрузки при жестком стыке;
WстX = IстX / ymax , WстY = IстY / xmax – моменты сопротивления стыка
изгибу (приближенно, ввиду малости влияния отверстий d0 под болты, допуска-
ется вычислять без их учета):
IстX = 2bl3/ 12 = bl3/ 6 = 605103/ 6 = 1326,5106 мм4,
ymax = 255 мм, WстX = 1326,5106/ 255 = 5,2106 мм3;
IстY = 2(b3l / 12 + blx12) = bl(b2/ 6 +2x12) = 60510(602/ 6 +21052)=18,4106 мм4;
xmax = 125 мм WстY = 18,4106/ 125 = 0,147106 мм3;
Aст = 2bl = 260510 = 61,2103 мм2 – площадь стыка;
Fзат2 = 2(1 – 0,25)[– 818 + 61,2 (1163 / 5,2 + 63,1/ 0,147)] / 4 = 14677 H Так как Fзат1 Fзат2 , то дальнейший расчет проводится с учетом Fзат1.
Расчетная сила на оси болта :
FБ = 1,3 Fзат1 + F = 1,317575 + 0,251237 = 2315 Н.
Расчетное допускаемое напряжение на разрыв болта
[Р]' = 4 FБ./ (d12) = 423157/ (13,8352)=154 МПа
Требуемая величина предела текучести Т' = [Р]'[s],
где [12, c.16] [s] = 2200k / [900 – (70000 – FБ)210–7] = 22001/ [900 – (70000 –
–23157)210–7] = 3,23 – коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке. Тогда Т' = 1543,23 = 497 МПа.
Исходя из Т Т', принимаем класс прочности болтов 6.8, для которого Т = 480 МПа (Т = 3,5% [Т] = 5% , что допустимо).
Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключем:
Fраб= Fзат / 70 = 17575 / 70 = 251H,
что в пределах допустимого [Fраб] = 200...300 H.
Таким образом, назначаем [7, c.437]
БОЛТ М16–6g 55.68.016 ГОСТ 7796–70, где длина (l = 55 мм)
определена по чертежу общего вида привода.