Конический редуктор

1. Техническое предложение

1.1 Введение

Ленточный конвейер [1, c. 3] предназначен для перемещения массовых (насыпных) или штучных грузов непрерывным потоком. Он состоит из тяговых звездочек, охватывающей их цепи, привода, муфты и рамы.

Рабочая ветвь ленты нижняя, по техническому заданию (ТЗ) в соответствии с рисунком 1 лента конвейера должна иметь правое вращение. Груз транспортируется на высоте H = 630 мм (толщиной ленты пренебрегаем). Конвейер установлен в помещении цеха, условия работы нормальные (t⁰ = 20 ⁰С)

Рисунок 1.1 — Привод ленточного конвейера

1 — приводной барабан;

2 — натяжной барабан;

3 — лента;

4 — поддерживающие ролики;

5 — отклоняющий барабан

(0,0 — отметка уровня пола) Масштаб выпуска — массовый; основной способ получения заготовок корпусных деталей — сварка; зубчатых колес — прокат или поковка.

1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода

КПД привода

Общий КПД привода [1, c. 7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ):

₀ = ₁₂₃₄,

где согласно [1, c. 7] _i (i = 1…5) представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 — КПД кинематических пар привода

₀ = 0,980,960,940,99 = 0,866.

Подбор электродвигателя Потребная мощность двигателя:

Р_ДВ? = Fv / (10³з₀) = 1500•1,2 / (10³•0,866) = 1,91 кВт.

Ближайшая большая мощность по каталогу (приложение П1): Р_ДВ = 2,0 кВт с частотой вращения вала n_ДВ = 1423 мин^-1. Дигатель 4A90L4.

Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач Уточнение передаточных чисел: u₀? = 1423 / 95,5 = 14,9; принимаем

u_ред = 4,5 (должно соответствовать стандарту — ряду чисел R20); u_цп = 14,9 / 4,5 = 3,3.

Частоты вращения валов по формуле (2.6): n_i = n₁ / u_1-i (i = 1, 2, 3, 4; i =1 — вал двигателя): n₁ = n₂ = 1423 мин^-1; n₃ = 1423 / 4,5 = 316,2 мин^-1; n₄ = 1423/ 14,9 = 95,52 мин^-1.

Вращающие моменты на валах: T_j = T_Б / u_n-jз_n-j (j = 4, 3, 2, 1; j = 4 — вал барабана): Т₄ = Т_Б = FD_Б / 2000 = 1500• 280 / 2000 = 210 Н•м; Т₃ = 210 / (2,23•0,99×0,93) = 102,3 Н•м; Т₂ = 280 / (14,9•0,99•0,93•0,97) = 50,14 Н•м; Т₁ = 280 / 14,9×0,88) = 51,16 Н•м.

Частоты вращения и моменты на валах Частота вращения i — го (i = 1,2…5) вала [1, c. 14]:

n_i = n₁ / u_1-i, (1.5)

где u_1-i — передаточное число между валом двигателя (i = 1) и i— м валом привода.

Вращающий момент на j — м валу (j = 4, 3…1):

T_j = T₄ / u_{5-j 4-j}, (1.6)

привод редуктор подшипник зацепление где u_5-j,_4-j — соответственно передаточное число и КПД между валом звездочки (j = 4) и j — м валом привода.

Результаты расчета по формулам (1.5) и (1.6) для выбранного варианта двигателя представлены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 — Частоты вращения и моменты на валах

1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения — усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния aW из условия сопротивления контактной усталости.

Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543–71.

Быстроходная ступень (Б. ст.) редуктора — цилиндрическая косозубая; тихоходная (Т. ст.) — цилиндрическая косозубая. Выпуск мелкосерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По рекомендациям [2], чтобы получить H1m — H2m > 100НВ, назначаем термообработку зубьев:

— шестерен z1 — поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ 1);

— колес z2 — лучшение (У2).

Механические свойства стали 40Х после термообработки с предположением, что D 125 мм и S 80 мм, даны в таблице 1.3.

Таблица 1.3 — Механические свойства z1 и z2 из стали 40Х

Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений Коэффициенты приведения заданного переменного режима к эквивалентному постоянному [2, c. 8]:

= (T_i / T_max)^m (L_hi / L_h), (1.7)

где m — показатель степени отношения моментов: m_H = q_H /2; m_F = q_F,

q — показатель степени кривой усталости: q_H = 8, q_F = 9 и тогда m_H =4, m_F = 9.

При расчете по контактным напряжениям _Н:

_Н1=_Н2 =_Н =1⁴0,43 + 0,5⁴0,2 + 0,5⁴0,3+ 0,3⁴0,3 + 0,1⁴0,1 =0,494;

при расчете по напряжениям изгиба _F:

_F1=_F2 =_F =1⁹0,43 + 0,5⁹0,2 + 0,5⁹0,3 + 0,3⁹0,3 + 0,1⁹0,1=0,383.

Судя по величинам _Н и _F заданный режим работы наиболее приближается [2, c. 8, таблица 2.1] к тяжелому типовому режиму.

Требуемая долговечность передачи в часах [2, c. 8]:

L_h = 36 524 k_Гk_Ch = 365 240,70,665 = 10 407 ч, где k_Г = 0,7 — коэффициент годового использования;

k_С = 0,66 — коэффициент суточного использования;

h = 5 лет — срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2, c. 8]:

N = 60ncL_h,

где n — частота вращения червячного колеса, мин ^-1;

с — число зацеплений зуба за один оборот червячного колеса: [2, c. 9] c = 1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, c. 8]:

N_E = N (N_HE = _Н N; N_FE = _F N).

Базовое число циклов перемены напряжений [2, c. 9]:

— по контактным напряжениям N_Hlim = 10⁷,

где H_m — средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

— по изгибным напряжениям: N_Flim = 10⁶.

Результаты расчета N, N_HE, N_FE, N_Hlim, представлены в таблице 1.4.

Таблица 1.4 — Число циклов перемены напряжений в зубьях

Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости Определяем удельную окружную динамическую силу, Н/мм

где д_Н — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев; д_Н = 0,006 [3, таблица П2.11];

g₀ — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса; g₀ = 56 [, таблица П2.10];

.

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

(26)

где K_Hб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач K_Hб = 1,135;

K_Hв = 1,175;

.

Определяем удельную расчетную окружную силу, Н/мм [5, формула 9.8]

;

.

Определяем коэффициент торцевого перекрытия

;

.

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие [5, формула 9.22]

где Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [5, с. 190]; для косозубых передач ;

Z_М — коэффициент, учитывающий механические характеристики материалов сопряженных зубчатых колес; Z_М = 275 МПа^½;

Z_е — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач [5, формула 9.23];

;

Для стальных зубчатых колес недогрузка составит

Условие прочности (29) выполняется.

Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям По ГОСТ 21 354–87 [2]:

К_Н = К_АК_НVK_HK_H,

где К_А — коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки (К_А = 1); К_НV — коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении; K_H — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций:

для клиноременной передачи [2]

K_Н = 1 + (К_H0 — 1) K_HW,

где К_H0 — начальное (до приработки) значение коэффициента К_H [2];

K_HW — коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2];

В таблице приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов ba, bd по рекомендациям.

Параметры ступеней редуктора Таблица 1.5 — Параметры тихоходной ступени редуктора

1.4 Предварительный расчет диаметров валов

По формулам (2.2), (2.3) из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям имеем диаметры концов валов:

— быстроходного d_Б' (7…8) Т_Б^1/3 = (7…8)•27,445^1/3 = (16,9…20,7) мм;

— тихоходного d_Т' (5…6) Т_Т^1/3 = (5…6)•104,328^1/3 = (31,4…37,7) мм.

Концы валов выполняем коническими. По согласованию с ГОСТ 12 081;72 (с. 10, табл. 3.3) принимаем d_Б = d = 20 мм; d_Т = d = 35 мм.

1.5 Конструктивные элементы редуктора

Выпуск привода массовый, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора — сварка. Материал — сталь Ст3ГОСТ 380−94.

В таблице 1.6 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям.

Таблица 1.6 — Размеры элементов редуктора

1.6 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Исходными данными для расчета клиноременной передачи являются:

Число оборотов ведущего шкива, n₁ = n_эд = 1423,5 об/мин;

Передаваемая мощность, Р = Р_эд = 1,707 кВт;

Передаточное отношение, u_оп = 2,541

Крутящий момент на ведущей звездочке, Т = Т_эд = 27,445 Н•м.

Компоновка передачи

По номограмме [8, с. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение ремня Б. и выписываем его параметры: [8, таблица 7.7]

ширина ремня расчетная b_р = 14 мм;

наибольшая ширина ремня b = 17 мм;

высота сечения ремня h = 10,5 мм;

площадь сечения ремня А = 138 мм²;

Определяем диаметр меньшего шкива: [8, формула 7.25]

По ГОСТ 17 383– — 73 принимаем D = 125 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива:

По ГОСТ 17 383– — 73 принимаем мм.

Уточняем значение передаточного отношения с учетом относительного скольжения ремня е. Для передач с регулируемым натяжением ремня коэффициент относительного скольжения е = 0,02; [8, с. 120]

Определяем значение межосевого расстояния: [8, формула 7.26]

Определяем расчетную длину ремня: [8, формула 7.7]

Принимаем L = 1400 мм.

Уточняем межосевое расстояние: [8, формула 7.27]

Определяем угол обхвата малого шкива: [8, формула 7.28]

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации проектируемой передачи: [8, формула 7.29]

где Р₀ — мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, Р₀ = 2,765 кВт; [8, таблица 7.8]

С_L — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, С_L = 0,625;

[8, таблица 7.9]

С_б — коэффициент, угла обхвата, С_б = 0,89; [8, с. 135]

С_z — коэффициент, учитывающий число ремней, С_z = 0,9; [8, с. 135]

Определяем необходимое число ремней: [8, формула 7.29]

где С_Р — коэффициент режима работы, С_Р = 0,9 [8, таблица 7.10]

принимаем z = 2.

Определяем скорость ремня Определяем силу предварительного натяжения ремня: [8, формула 7.30]

Определяем силу, действующую на вал: [8, формула 7.31]

Проверочный расчет ременной передачи Определяем окружную силу в ременной передаче: [8, формула 7.9]

Определяем натяжения ведущей ветви ремня: [8, формула 7.10]

Определяем напряжение от рабочего натяжения ремня Определяем напряжение от изгиба ремня: [6, с. 81]

где Е_и — модуль продольной упругости при изгибе, Е_и = 90 МПа;

Определяем напряжение от центробежных сил: [6, с. 81]

где с — плотность материала ремня, с = 1300 кг/м³;

Определяем максимальные напряжения в ремне: [6, с. 81]

Для клиновых ремней допускаемые напряжения [у] = 10 МПа.

Т.к. у_max < [у], то условие прочности (67) выполнено.

Определяем число пробегов ремня: [6, с. 85]

Допускаемое число пробегов ремня [i] = 30 с^-1.

Т.к. i < [i], то условие долговечности ремня (68) выполнено.

Параметры клиноременной передачи представлены в таблице 1.7

Таблица 1.7 — Параметры клиноременной передачи

1.7 Подбор муфты

Для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора с валом барабана принимаем зубчатую муфту по ГОСТ Р 50 895−96.

Определяем расчетный вращающий момент муфты [7, с. 299]

где Т₁ — крутящий момент на тихоходном валу, Т₁ = 104,328 Н•м;

К — коэффициент режима работы; при спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах К = 1,1…1,4; принимаем К = 1,1;

.

По величине Т_м и с учетом посадочного диаметра полумуфты на вал электродвигателя (d = 35 мм) принимаем муфту 125−2-35−2-35−2 ГОСТ 20 884–82 с посадочным диаметром на вал электродвигателя d_эд = 35 мм, вал редуктора d₁ = 35 мм [8, с. 241]

2. Эскизный проект

2.1 Смазка зацеплений и подшипников

Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну, причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.

Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 м/с.

При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 0,5−1,0 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазки подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.

Объем масла равен 3−6 литра. Сорт масла выбираем по таблице 10.29 /2/ с255. При контактном напряжении _Н < 600 Н/мм² и окружных скоростях зубьев v=до 2 м/с выбираем масло И-Г-А-68.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемом в подшипниковые камеры при сборке

2.2 Конструктивные элементы редуктора

Уплотнение подшипниковых узлов

Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли, грязи, паров кислот и других вредных веществ, вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.

В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина, прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения, создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.

Конструкция зубчатых колес

Конструирование зубчатых колес

Рисунок 2.1. Конструкция тихоходного зубчатого колеса

Определяем диаметр ступицы

принимаем:

Определяем ширину S

Диаметр вала

Длину ступицы определяем:

принимаем:

Диаметр центровой окружности:

Диаметр отверстия:

Таблица 6 — Размеры основных конструктивных элементов крышек

Конструирование корпуса и крышки

Корпусные конструкции с целью снижения массы, как правило, выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов, а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер, перегородок (диафрагм), приливов (бобышек) и т. п.

Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и обычно отливаются из чугуна СЧ 12−28 или СЧ 15−32.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят, так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно, закрываемое крышкой, для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае, если в редукторе выделяется большое количество тепла, для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.

В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.

На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.

Определение основных конструктивных элементов корпуса и крышки редуктора производим на основании рекомендаций [7, с. 238−247], [9, с. 154−165]

Толщина стенки редуктора (д? 8 мм):

д = (0,05•R_e + 1) = (0,05•158,5 + 1) = 8,954 мм.

принимаем д = 9 мм.

Определяем толщину верхнего и нижнего пояса b

= (1,5)• д = 13,5 мм; принимаем b₁ = b =15 мм.

Определяем диаметры болтов, соединяющих: редуктор с плитой

d₁ = 2,0•д = 2,0•10 = 20 мм, принимаем болты М18.

Толщина нижнего пояса корпус:

без бобышки p= 2,35•д = 2,35•9 = 21,35 мм,

принимаем p=22 мм

с бобышкой p₁ = 1,5•д = 1,5•10 = 13,5

принимаем p₁= 14

Толщина ребер основания корпуса

m=(0,85…1) д ₁= (0,85…1) 9=9 мм

m₁=(0,85…1) д ₁= (0,85…1) 9=9 мм

Определяем диаметр фундаментальных болтов:

d₁ = (0,03…0,036)• a_T = (0,03•0,036) 171,311= 17,13…18,16 мм, принимаем болты М18.

Диаметр болтов:

у подшипников d₂ = (0,7…0,75)• d₁= (0,7…0,75) 18=12,6…13,5 мм, принимаем болты М14.

Соединяющих основание корпуса с крышкой d₃ = (0,5…0,6)• d₁=9…10,8 мм, принимаемболтыМ10. Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 6h7х32 по ГОСТ 9464–79.

2.3 Расчет валов

Построение эпюр внутренних силовых факторов

Исходными данными являются схема нагружения тихоходного вала и значения реакций опор.

Рисунок 2.2 — Эпюры внутренних силовых факторов

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости «M_х»

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости «M_y»

Определяем эквивалентные моменты в опасных сечениях

;

Построение эпюры крутящих моментов «T»

Расчет вала на усталостную прочность Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [n]. Прочность обеспечена при n > [n] = 2,5.

Материал вала сталь 3 улучшенная Выписываем механические характеристики материала [10, таблица 1]

предел прочности у_в = 160 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба у_-1 = 68,8 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ф_-1 = 39,9 МПа;

коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ш_у = 0; ш_ф = 0;

Расчет ведем для сечение вала А (рисунок 11). Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 42 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба где k_у — коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

е_у — масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов;

k_у/е_у = 1,58 [10, таблица 14]

у_а — амплитуда напряжений изгиба, МПа;

у_m — среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал мала, то принимаем у_m = 0;

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

где М_и — изгибающий момент в расчетном сечении, М_и = 602,1 Н•м;

W — осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм³;

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле:

;

;

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения где k_ф — коэффициент концентрации напряжений кручения;

е_ф — масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов;

k_ф/е_ф = 2,55 [10, таблица 15]

ф_а — амплитуда напряжений кручения, МПа;

ф_m — среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

где Т — крутящий момент в расчетном сечении, Т = 1771,1 Н•м;

W_p — полярный момент сопротивления сечения кручению, мм³;

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле:

;

Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.

2.4 Расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23 360–78

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [у_см] = 120 МПа.

Быстроходный вал, d = 20 мм шпонка 6Ч6Ч32, t₁ = 3,5 мм;

Быстроходный вал, d = 30 мм шпонка 10Ч8Ч28, t₁ = 5 мм;

Тихоходный вал, d = 42 мм шпонка 12Ч8Ч50, t₁ = 5 мм;

Тихоходный вал, d = 35 мм шпонка 10Ч8Ч60, t₁ = 5 мм;

2.5 Расчет болтовых соединений с рамой

Схемы нагружения и стыка редуктора с размерами даны на рисунке 2.3

Рисунок 2.3 Расчетная схема стыка Внешняя нагрузка на редуктор: T_Б = 32,76 Нм; T_T = 901.87 Нм; F_M = 8829 H; F_P = 955 H. Болты (с., таблица 2.4): М20, d₁ = 17,835 мм; количество z = 4; диаметр отверстия под болт d₀ = 22 мм.

Длины, необходимые для расчета, взяты с чертежа редуктора.

Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.

Нагрузка на стыке: F_x = 0; F_y = F_M = 882.9 H; F_z = F_P = 955 H (сжимающая);

M_x = T_T + F_P(0,255 + 0,032) = 901.87 + 9550,287 = 1160 Нм; M_y = T_Б = 32.76 Нм;

T_z = F_М(0,08 + 0,062) = 88 290,142 = 1254 Нм Под действием F_y и T_z происходит сдвиг в плоскости стыка;

M_x, M_y, F_z вызывают отрыв (сжатие) стыка перпендикулярно его плоскости.

Наиболее нагруженный болт № 2.

Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, c. 113]:

F_Tz = 10³T_z / (z),

где = (x₁² + y₁²)^½ = (50² + 170²)^½ = 177 мм — расстояние от центра масс стыка О до оси болта № 2;

F_Tz = 10³1254 / (4177) = 1771 Н;

F_Fy = F_y / z = 8829 / 4 = 2207 Н; cos = x₁ / = 50/ 177 = 0,2825;

Сдвигающая сила, приходящаяся на болт № 2 (рисунок 3.1): F = (F_Tz² +

+ F_Fy² +2F_Tz F_Fy cos)^½ = (1771² + 2207² + 2 177 122 070,4274)^½ = 3369

H;

F_Fz = F_z / z = 955 / 4 = 238.75 H (сжимающая сила);

F_Мx = 10³M_x / (4y₁) = 10³1160 / (4170) = 1705 H;

F_Мy = 10³M_y / (4x₁) = 10³882.9 / (450) = 441 H.

Отрывающая сила в зоне болта № 2:

F = F_Мx + F_Мy — F_Fz = 1705 + 441 — 239 = 1907 H.

Усилия предварительной затяжки: а) на сдвиг:

F_зат1 = k₁ F / (if) — F_Fz = 1,51 907 / (10,15) — 239 = 18 831 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:

F_зат2 = k₂(1 —) [- F_z + 10³A_ст (M_x / W_стX + M_y / W_стY)] / z,

где k₂ = 2 — коэффициент запаса на отрыв: при F — const (k₂ = 1,5…2);

= 0,25 — коэффициент внешней нагрузки при жестком стыке;

W_стX = I_стX / y_max, W_стY = I_стY / x_max — моменты сопротивления стыка изгибу (приближенно, ввиду малости влияния отверстий d₀ под болты, тдопускается вычислять без их учета):

I_стX = 2bl³/ 12 = bl³/ 6 = 60 400³/ 6 = 64 010⁶ мм⁴,

y_max = 190 мм, W_стX = 64 010⁶/ 190 = 3,3610⁶ мм³;

I_стY = 2 (b³l / 12 + blx₁²) = bl(b²/ 6 +2x₁²) = 60 400 (60²/ 6 +250²)=19,710⁶ мм⁴;

x_max = 75 мм W_стY = 19,710⁶/ 75 = 0,14 710⁶ мм³;

A_ст = 2bl = 260 400 = 4810³ мм² — площадь стыка;

F_зат2 = 2 (1 — 0,25) [- 955 + 48 (1160 / 3,36 + 32.76/ 0,147)] / 4 = 9866.8 H

Так как F_зат1 F_зат2, то дальнейший расчет проводится с учетом F_зат1.

Расчетная сила на оси болта:

F_Б = 1,3 F_зат1 + F = 1,318 831 + 0,251 907 = 24 956 Н.

Расчетное допускаемое напряжение на разрыв болта

[_Р]^' = 4 F_Б./ (d₁²) = 424 956/ (17,835²)=100 МПа Требуемая величина предела текучести

_Т^' = [_Р]^'[s],

где [12, c. 16] [s] = 2200k / [900 — (70 000 — F_Б)²10-⁷] = 22 001/ [900 — (70 000 — 24 956)²10-⁷] = 3,62 — коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке.

Тогда _Т^' = 1003,62 = 362 МПа.

Исходя из _{Т Т}^', принимаем класс прочности болтов 6.8, для которого

_Т = 362 МПа (_Т = 3,5% [_Т] = 5%, что допустимо).

Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключем:

F_раб= F_зат / 70 = 18 831 / 70 = 269H,

что в пределах допустимого [F_раб] = 200…300 H.

Таким образом, назначаем [7, c. 437] БОЛТ М20−6g 55.68.016 ГОСТ 7796–70, где длина (l = 55 мм) определена по чертежу общего вида привода.

Список использованных источников

1 Энергетический и кинематический расчеты приводов: Метод. указания по дисциплине «Детали машин «для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов. — Н. Новгород, 2000. — 27 c.

2 Зубчатые и червячные передачи. Ч. I: Проектировочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков. — Н. Новгород, 2000. — 31c.

3 Зубчатые и червячные передачи. Ч. II: Проверочный расчет. Силы в зацеплениях: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков. — Н. Новгород, 2001. — 24 с.

4 Зубчатые и червячные передачи. Ч. III: Примеры расчетов: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков, М. Н. Лукъянов. — Н. Новгород, 2001. — 31 с.

5 Ременные передачи. Ч. I: Методика расчета: Метод. указания по дисципли-не «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов, Н. В. Дворянинов, Ю. П. Кисляков. Н. Новгород, 1999. — 31 с.

6 Ременные передачи. Ч. II: Примеры расчета: Метод. указания по дисцип-лине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов, Н. В. Дворянинов, Ю. П. Кисляков. — Н. Новгород, 1999. — 16 с.

7 Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. — М.: Высш. шк., 2001. — 447 с.

8 Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1989. — 496 с.

9 Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.: Высш. шк., 1984. — 336 с.

10 Подбор подшипников качения: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов. — Н. Новгород, 1993. — 33 с.

11 Иванов М. Н. Детали машин. — М.: Высш. шк., 1998. — 383 с.

12 Соединения: Метод. указания к домашней работе по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов, Н. В. Дворянинов, Ю. П. Кисляков. — Н. Новгород, 1998. — 23 с.

13 Правила оформления пояснительных записок и чертежей: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов всех спец. и форм обучения / НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов и др. — Н. Новгород, 2000. — 35 с.