Определение диаметров фланцевых болтов

Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса редуктора

 

Толщина стенки нижней части чугунного корпуса редуктора определяется:

 

d = 0.025∙а_w + 1

 

d= 0.025·103.5 + 1= 3.6 мм

 

где а_w - межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи.

Из технологических соображений принимают d = 8 мм

 

Толщина стенки крышки корпуса

 

d _{1 =} 0.9· d

 

d ₁= 0.9· 8 = 7,2 мм;

 

Из технологических соображений принимают d ₁ = 8 мм

 

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимают равным d, по радиусу

 

D 1.2· d =1.2· 8 = 9.6 мм;

 

Из технологических соображений принимают D = 10 мм;

Определение диаметров фланцевых болтов

 

Диаметры фундаментальных болтов, [2, с.23];

 

d₁=0.03a_w + 12 = 0.03·103.5 + 12 = 15.11 мм

 

Принимаем d₁^гост = 16 мм

 

Диаметры болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников:

 

d₂=0.7d₁ = 0.7·16 = 11.2 мм

 

Принимаем d₂^гост = 12 мм

 

Диаметры болтов, скрепляющие тонкие фланцы основания корпуса и крышки:

 

d₃ = 0.5· d₁ = 0.5· 12 = 8 мм;

 

Принимаем d₃^гост = 8 мм

Ширину бобышки фланцев корпуса редуктора задают достаточным для размещения на них головки болта и гайки (по таблице 6.1).

 

Таблица 6.1

Диаметры резьбы болтов	М8	М10	М16
Ширина фланца или бобышки, мм
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болта, мм

 

6. Проектировочный (приближенный) расчет валов

 

Расчет ведущего вала

 

 

 

 

 

 

 

Определим реакции опор А и В

 

 

 

 

 

 

 

Знак минус означает, что сила направлена в противоположную сторону

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Суммарный изгибающий момент

 

 

 

 

 

 

Эквивалентный момент по III гипотезе прочности

 

 

 

 

 

 

 

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение», s_В = 880 МПа

 

Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:

 

 

 

 

 

Расчет ведомого вала

 

 

 

 

 

Определим реакции опор А и В

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Эквивалентный момент

 

 

 

 

 

 

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение», s_В = 880 МПа

 

Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:

 

 

 

 

 

7. Подбор подшипников на валы

 

Ведомый вал

 

 

 

Подшипник 36207 легкая серия

 

Осевые нагрузки на подшипник

 

 

 

 

 

 

вал упирается в опору А, следовательно

 

 

 

следовательно ,

 

Эквивалентная нагрузка

 

 

где X,Y – коэффициенты осевой и радиальной нагрузки

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца

F_r – радиальная нагрузка;

F_a – осевая нагрузка

K_δ – при умеренных толчках

K_t – температурный коэффициент

K_E – коэффициент эквивалентности нагрузки

 

 

 

Долговечность более нагруженного подшипника

 

 

млн оборотов

 

Долговечность более нагруженного подшипника

 

 

 

следовательно долговечность подшипников обеспечивается

 

 

Ведущий вал

 

 

 

Подшипник 46305 средняя серия

 

Осевые нагрузки на подшипник

 

 

 

 

 

 

вал упирается в опору В, следовательно

 

 

 

следовательно ,

 

следовательно ,

 

 

Эквивалентная нагрузка

 

 

 

Долговечность более нагруженного подшипника

 

млн оборотов

 

Долговечность более нагруженного подшипника

 

 

следовательно долговечность подшипников обеспечивается

 

 

8. Расчет шпоночных соединений

Напряжения смятия

 

 

где d – диаметр вала

h – высота шпонки

l_p - длина шпонки

t₁ – глубина паза в вале

 

Ведущий вал, шпонка под муфту

 

 

Ведомый вал, шпонка под колесо

 

 

Ведомый вал, шпонка под звездочку

 

 

9. Проверочный (уточненный) расчет валов

 

Ведущий вал

 

Наиболее опасное сечение D вал под шестерней.

Коэффициент запаса прочности, для опасного сечения вала:

 

,

 

где S_σ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_τ – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле:

 

 

где σ_-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, для

стали 45, σ_-1 = 380 МПа;

к_σ – эффективный коэффициент концентрации напряжений

ε_σ – масштабный фактор

β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности,

σ_ν – амплитуда цикла нормальнах напряжений;

Коэффициент σ_ν определим по формуле:

 

,

 

где М_из – суммарный изгибающий момент;

W – полярный момент сопротивления вала:

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле:

 

 

где τ_-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, для

стали 45, τ _-1 = 230 МПа;

 

к_τ – эффективный коэффициент концентрации напряжений к_τ = 2.05

ε_τ – масштабный фактор

β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности,

ψ_τ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, ψ_τ=0.05;

 

Условие прочности:

 

S >[S] = 1.8

 

Здесь [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности, [S]=1.8…2.5.

 

Сечение D

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

S = 14.7> [S] = 1.8 – условие прочности выполнено.

 

Сечение A

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

S = 3.3> [S] = 1.8 – условие прочности выполнено.

 

Ведомый вал

 

Сечение В

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

S = 5.47> [S] = 1.8 – условие прочности выполнено.

 

 

Сечение С

 

 

 

 

Для шпоночного паза:

 

Для напрессованной ступицы колеса:

 

 

 

 

 

Т.к. тогда

 

S = 15.8> [S] = 1.8 – условие прочности выполнено.

 

10. Задание характера сопряжений деталей в редукторе

 

Таблица 11.1 – Таблица допусков и посадок [10].

Сопряжение	Посадка	Отклонения	Зазоры	Натяги
Отверстия	Вала
верхнее	нижнее	верхнее	нижнее	max	min	max	min
Ведущий вал
Крышка-корпус	62 H7-d11	+30		-100	-290			-	-
Корпус-втулка	62 H7-d11	+30		-100	-290			-	-
Подшипник-корпус	62 H7-l0	+30			-13			-	-
Подшипник-вал	25 L0-k6		-10	+14	+1	-	-
Крышка-корпус	62 H7-h8	+30			-46			-	-
Шпонка-вал	6N9-h9		-30		-30
Ведомый вал
Крышка-корпус	72 H7-d11	+30		-100	-290			-	-
Подшипник-корпус	72 H7-l0	+30			-13			-	-
Шпонка-вал	10N9-h9		-43		-43
Вал-колесо	38 H7-k6	+25		+18	+2		-
Вал-распорное кольцо	35 F8-k6	+64	+25	+18	+2			-	-
Вал-подшипник	35 L0-k6		-12	+18	+2	-	-
Втулка-корпус	72 H7-d11	+30		-100	-290			-	-
Крышка-корпус	72 H7-h8	+30			-46			-	-
Шпонка-вал	8 N9-h9		-36		-36
Шпонка-колесо	8 Js-h9	+18	-18		-36

 

 

Список литературы

 

1. Полканова О.Г., Хлесткина В.Л. “Расчет зубчатых передач” – Методические указания – УГНТУ, 1996. – 30с.

2. Варианты заданий для проектирования приводов в курсе “Детали машин”: Методические указания./Сост. А. С. Сулейманов, Д. Ф. Хитин. - Уфа: Издательство УГНТУ, 1998. -29 с.

3. Расчёт зубчатых передач на прочность: Методические указания./Сост. А. С. Сулейманов, Д. Ф. Хитин, Э. А. Щеглов. - Уфа: Издательство УГНТУ, 1995. -30 с.

4. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроит. спец. техникумов./ Дунаев П. Ф., Лепиков О. П. - М.: Высшая школ., 1984. -336 с.

5. Подшипники качения: Справочник -каталог./Под редакцией В. Н. Нарышкина, Р. В. Коросташевского. - М.: Машиностроение, 1992. -608 с.

6. Расчёт валов: Методические указания./ Сост. Полканова О.Г., Хлесткина В.Л. - Уфа: Издательство Уфимского нефтяного института, 2000. -21 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций./Под редакцией Д. Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. -367 с.

8. Допуски и посадки: Методические указания./Сост. Е. А. Митюрев, В. К. Загорский, Д. Ф. Хитин. - Уфа: Издательство Уфимского нефтяного института, 1990. -30 с.

9. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно – методическое пособие./ Л.В. Курмаз, А..Т. Скойбеда. – Москва: Высшая школа, 2005.-309 с.

10. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 2. / А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев и др. - Минск: Высшая школа, 1982. - 334 с.