- •Нижегородский государственный технический университет институт промышленных технологий машиностроения Кафедра «теоретическая и прикладная механика»
- •Код задания: дм-03.01-00.15.01
- •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 тихоходной передачи
- •1.3.6 Расчет цилиндрической быстроходной передачи
- •1.4 Предварительный расчет диаметров валов
- •1.5 Расчет цепной передачи
- •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 = 16,33 Нм; TT = 469,76 Нм; FM = 202 H; Fцx = 7418Н, Fцy = 2166H. Болты (с. , таблица 2.4): М12, d1 = 11,85мм; количество z = 4; диаметр отверстия под болт d0 = 15 мм.
Длины, необходимые для расчета, взяты с чертежа редуктора.
Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.
Нагрузка на стыке: Fx = 0; Fy = FM + Fbx= 473 + 6383 = 6856 H; Fz = Fby = 6383 H (сжимающая); Mx = TT – Tб + Fy (0,168) – Fz (0.152) = 77.69 – 14.29 + 6856·0.168 - 63830,152 = 245 Нм; My = Fby (0.119) = 787 Нм;
Tz = FВх(0,5·0.15 + 0.083) – FM(0,5·15 + 0.068) = 6383(0.075 + 0.083) – 473(0.075 + 0.068) = 940 Н∙м.
Под действием Fy и Tz происходит сдвиг в плоскости стыка. Нагрузка Mx, My, Fz вызывает отрыв стыка перпендикулярно его плоскости.
1. Наиболее нагруженный болт 1 (рисунок 3.1, в):
– на сдвиг: составляющие векторы сдвигающей силы Fd находятся в одной четверти;
– на отрыв: все составляющие отрывающей силы F алгебраически складываются.
Нагрузка на болт 1 от центральных сил:
FFy = Fy / z = 6856 / 4 = 2866 Н; FFz = Fz / z = 6383 / 4 = 1596 H (отрывающая сила).
Нагрузка от вращающего момента Tz [10, c. 7, формула (3.3)], где в соответствии с рисунком 3.1, б ρ = (х12 + у12)1/2 = (602 + 2172)1/2 = 225 мм,
FТz = 103∙940∙225 / (4∙2252) = 1044 Н.
Суммарная сдвигающая сила, приходящаяся на болт 1 (рисунок 3.1, в):
Fd = (FTz2 + FFy2 + 2FTzFFycos)1/2,
где угол γ между векторами острый и cos = х1 / ρ = 60 / 225 = 0,27;
Fd = (10442 + 28662 + 2∙1044∙2866∙0,27)1/2 = 3304 H.
Силы от изгибающих моментов Mx, My на оси болта 1 [10, c. 9, формула (3.9)]:
FМx = 103Mx / (4у1) = 103∙245 / (4∙217) = 282 Н;
FМу = 103Mу / (4х1) = 103∙787 / (4∙60) = 3279 Н.
Отрывающая сила в зоне болта 1:
F = FFz + FМx + FМу = 1596 + 282 + 3279 = 5157 Н.
2. Усилия предварительной затяжки
а) на сдвиг [10, c. 8]:
Fзат1 = k1Fd / (if) + (1 – χ)FFz,
где k1 = 1,4 – коэффициент запаса сцепления на сдвиг; i = 1 – число плоскостей стыка; f = 0,15 – коэффициент трения на стыке; χ = 0,25 – коэффициент внешней нагрузки на жестком стыке; Fзат1 = 1,4∙3304 / (1∙0,15) + (1 – 0,25)∙1590 = 30914 Н;
б) на отрыв [10, c. 10]:
Fзат2 = k2(1 – χ)[Fz + 103AСТ(Mx / WСТх + Mу / WСТу)] / z,
где k2 = 1,8 – коэффициент запаса сцепления на отрыв; AСТ = 2Lb = 2∙464∙36 =
= 33,41∙103 мм2 – площадь стыка (рисунок 3.1, б); моменты сопротивления изгибу: WСТх = 2bL2 / 6 = 2∙36∙4642 / 6 = 2,58∙106 мм3; WСТу = L[B3 – (B – 2b)3] /
/ (6B) = 464[1503 – (150 – 2∙36)3] / (6∙150) = 1,95∙106 мм3; z = 4 – число болтов;
Fзат2 = 1,8(1 – 0,25)[1596 + 103∙33.41∙103(1028 / (2.58∙106) + 787 / (1.95∙106] / 4 =
= 9582 Н.
Так как Fзат1 Fзат2 , то дальнейший расчет проводится с учетом Fзат1 =
= 30914 Н..
3. Расчетная сила на оси болта :
FБ = 1,3 Fзат1 + F = 1,3∙14303 + 0,25∙2662 = 19259 Н.
Расчетное допускаемое напряжение на разрыв болта
[Р]′ = 4FБ / (d12) = 4∙19259 / (∙10,1062) = 240 МПа.
Требуемая величина предела текучести Т′ = [Р]′ [s],
где [10, c. 11] [s] = 2200k / [900 – (70000 – FБ)2∙10–7] = 2200∙1 / [900 – (70000 –
– 19259)2∙10–7] = 3,42 – коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке. Тогда Т′ = 240∙3,42 = 821 МПа.
Учитывая мелкосерийный выпуск привода, из условия Т ≥ Т′ принимаем класс прочности болтов 10.9, для которого Т = 900 МПа. В этом случае затраты на несколько штук болтов невелики*
Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключом:
Fраб = Fзат / 70 = 14303 / 70 = 204 H,
что в пределах допустимого [Fраб] = 200...300 H.
4. Согласно рисунку 3.2 длина болта