Машиностроение \ Детали машин

Назначение припусков, напусков и допусков на штамповки (максимальный момент на тихоходном валу - 3000 Н*м, частота вращения - 70 об/мин), страница 6

В соответствии с полученным T_M по ГОСТ 21424-75 (таблица 13,2 [1]) выбираю размеры упругой втулочно-пальцевой муфты со следующими характеристиками:

Исходя из размеров муфты выбираем размеры и количество пальцев:

При работе муфты в условиях смещений валов возникает радиальное усилие, нагружающее вал, принимаемое условно равным , где - окружное усилие, действующее на пальцы муфты, равное

X.2. Выбор муфты для соединения с рабочим органом.

Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 92-8764-76. Размеры муфты выбираем по таблице 13,1стр. 229 [1]. Исходя из диаметра вала и величины момента передаваемой муфтой

из графика на стр. 230[1].

Диаметр окружности выступов муфты . Диаметр окружности впадин муфты . Длина зубчатой втулки ориентировочно определяется из соотношения . При работе муфты в условиях смещений соединяемых валов возникает неуравновешенная радиальная сила () и момент , нагружающие вал.

X.3. Выбор муфты для передачи крутящего момента от водила h₂ к колесу a₁.

Для обеспечения радиальной подвижности основных плавающих звеньев планетарных передач с целью компенсации погрешностей изготовления используются зубчатые соединительные муфты. Геометрические параметры зубчатого сочленения соединительных муфт центральных колес с внешними зубьями могут выбираться аналогично параметрам зубчатых муфт по ГОСТ 5006-55. При проектировании нестандартных муфт расчетный диаметр зубчатого венца может быть найден по эмпирической формуле:

где - крутящий момент, передаваемый муфтой, Н*м;

- отношение рабочей ширины зубчатого венца к расчетному диаметру (рекомендуется );

-коэффициент, зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты; .

По рис.13.2[1] определяем основные параметры муфты: z_м=30, m_м=2 мм. Длинна l_м=82 мм (определяется конструктивно).

X. Расчет фундаментных болтов.

XI.1. Определение внешних нагрузок, действующих на болт в групповом болтовом соединении.

Считая, что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает не раскрытие стыка при действии внешних нагрузок, и предполагая, что нагрузка между болтами и по поверхности стыка изменяется по линейному закону, получают наибольшую растягивающую внешнюю силу, действующую на болт:

XI.2. Определения силы затяжки и расчетной осевой силы болта группового соединения.

В расчетной практике принимают , где - коэффициент затяжки при , и при ; - коэффициент внешней нагрузки для проектировочного расчета и соединений из стальных и чугунных деталей рекомендуют: .

Проверим условия не раскрытия стыка

где: - площадь поверхности стыка ; - моменты инерции площади стыка относительно осей и : ; - минимальное допустимое напряжения сжатия в стыке, обеспечивающее жесткость и не раскрытие его .

Расчетная осевая сила болта определяется из выражения

Условие выполняется().

XI.3. Определение диаметра болта.

Внутренний диаметр резьбы болта, при действии внешней не изменяющейся нагрузке (), , где - допускаемое напряжение растяжения , - предел текучести материала болта; - допускаемый коэффициент запаса прочности. При неконтролируемой затяжки для проектируемого расчета коэффициент определяется по приближенной зависимости:

где

т.к. (стр.197[1])

класс точности 6.6 марки стали болта 35;45,40Г, марка стали гайки 15.

Для крепления редуктора к плите используем четыре болта:

XI.4. Проверочный расчет болтов на прочность.

XI.4.1. Расчет болта на статическую прочность.

Условие прочности: , где .

Условие прочности выполняется.

XI.4.2. Расчет болта на циклическую прочность.

При действии внешней нагрузки изменяющейся от до коэффициент запаса прочности находится из соотношения , где - придел выносливости болта при коэффициенте асимметрии цикла изменения напряжения находится из формулы . Здесь определяются из зависимости , где - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; - теоретический коэффициент концентрации напряжения.