Расчет привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

3

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Омский государственный технический университет

Нижневартовский филиал

Контрольная работа

Расчет привода цепного конвейера

Вариант 1-3-2-5

Нижневартовск

1.Введение

Заданием на курсовой проект по деталям машин является конструирование привода цепного или ленточного конвейера, который, как и любая другая машина, включает в себя три основных узла:

В данном проекте разработке подлежат второй или третий узлы машины. В качестве двигателя у большинства конвейеров используется стандартный электромотор трехфазного тока.

Передаточный механизм в зависимости от задания на курсовой проект может содержать открытую передачу и редуктор или один редуктор.

Исполнительным механизмом (ИМ) в данном проекте является приводной вал конвейера. Для ленточного конвейера это вал приводного барабана, а для цепного конвейера вал с одной или двумя приводными звездочками. Согласно полученному заданию студент должен спроектировать привод конвейера, т. е. произвести расчеты и разработать чертежи в объеме, установленном заданием на курсовой проект.

Все необходимые расчеты и пояснения особенностей конструкции и эксплуатации привода оформляются в виде пояснительной записки.

Предварительный расчет привода

Цель предварительного расчета заключается в составлении и уточнении кинематической схемы установки, выборе основных элементов привода и проведении его кинематического и силового анализа. Этот этап заканчивается составлением таблицы исходных данных, необходимой для дальнейшего расчета отдельных узлов и деталей привода.

2.Задание

Спроектировать привод цепного конвейера

Кинематическая схема График нагрузки

привод передача редуктор

Исходные данные

1. Окружное усилие на звездочке - F_t , кН 6

2. Скорость цепи конвейера - V , м/с 0,7

3. Шаг цепи по ГОСТ 588-81 - P , мм 63

4. Число зубьев ведущей звездочки - Z 19

5. Высота установки ведущего вала - H , мм 400

6. Установочный размер ИМ - L , мм 350

Разработать

Сборочный чертеж приводного вала цепного конвейера

Ход работы:

Составляя кинематические схемы, нужно помнить, что при передаче тягового усилия Ft зацеплением с помощью тяговых цепей (цепные конвейеры) в приводе необходимо предусмотреть предохранительное устройство в виде предохранительной муфты предельного момента. Например, соединение приводной звездочки со ступицей можно выполнить через срезной штифт.

Кинематическая схема и график нагрузки после согласования с руководителем проектирования вычерчивается на бланке задания. Здесь же приводятся исходные данные, которые в соответствии с заданным вариантом выписываются из табл. 2 или табл. 3. В этих таблицах в графе "шифр" указаны рекомендуемые для каждого варианта сочетания номеров общей схемы привода и схем редукторов (на бланк задания не заносится).

Выше показаны примеры оформления бланков заданий. Кинематическая схема привода в произвольном масштабе вычерчивается также на чертеже общего вида.

3.Определение недостающих геометрических размеров исполнительного механизма

На этапе предварительного расчета определяются недостающие размеры (не указанные в исходных данных), необходимые для выполнения чертежа вала ИМ.

Если в качестве ИМ задан вал приводного барабана ленточного конвейера, то дополнительно определяется длина барабана в миллиметрах:

Вб = В + (50... 100),

где В - ширина ленты транспортера, мм (задана в исходных данных).

Если ИМ - вал цепного конвейера, то на данном этапе ограничиваются расчётом диаметра делительной окружности приводной звёздочки:



где D_З - диаметр делительной окружности, мм; Р - шаг тяговой цепи, мм; Z - число зубьев звёздочки.

4. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Расчётная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по зависимости

где Т_Е - постоянный вращающий момент на валу ИМ, эквивалентный переменному

моменту, заданному графиком нагрузки, кНм;

щ - угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с;

- общий КПД привода.

Эквивалентный вращающий момент рассчитывается следующим образом:

где Тi, ti - ступени нагрузки (момента) и соответствующее ей время работы по графику нагрузки;

t - общее время работы под нагрузкой;

Т - номинальный вращающий момент на ИМ, кНм.

Номинальный момент находится по формуле

где Ft - окружное усилие на рабочем элементе Им, кН;

D - диаметр барабана (D_Б ) или звёздочки (D_З ), мм.

Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле

где V - скорость тягового элемента конвейера, м/с.

Общий КПД привода находится как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

Значения КПД отдельных звеньев кинематической цепи можно принимать по табл. 4. методического пособия КПД планетарных и волновых редукторов принимаются по рекомендациям специальной литературы.

Для однозначного выбора электродвигателя одной расчетной мощности недостаточно. Необходимо также знать расчетную частоту вращения вала электродвигателя или возможный диапазон ее изменения:

где n_эmax, n_эmin - соответственно максимальная и минимальная (для заданной кинематической схемы привода) расчетная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n_им - частота вращения вала ИМ, об/мин;

U_omax, U_omin - соответственно максимальное и минимальное общее передаточное отношение кинематической схемы привода.

где щ - угловая скорость вала ИМ, рассчитывается по формуле

Общее передаточное отношение привода определяется как произведение пере-даточных отношений отдельных ступеней передач, входящих в кинематическую схему:

где U_imax.U_imin - соответственно максимальное и минимальное передаточное отношение i- й ступени передач (определяется по табл. 5 ). Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии АИР (см. п. 6.) выбираем электродвигатель по условиям

где Р_таб n_таб - табличные значения соответственно мощности, кВт и частоты вращения вала, об/мин.

Если выбирается стандартный редуктор, то минимальное и максимальное передаточные отношения редуктора выбираются по соответствующим таблицам приложения.

Исходя из результатов расчетов подходят 1 электродвигатель:

Если скоростной диапазон достаточно большой, т.е по скоростной характеристике можно выбрать несколько двигателей, окончательное решение принимается с учетом следующих соображений. Быстроходные двигатели легче и дешевле тихоходных, поэтому предпочтительнее. Однако выбор быстроходного двигателя приводит к увеличению общего передаточного отношения редуктора и, как правило, к увеличению его габаритов, массы и стоимости. Если позволяет скоростной диапазон, рекомендуется выбирать два двигателя с различной скоростной характеристикой и последующий расчет вести параллельно. В конце расчета производится анализ вариантов по кинематическим, технико-экономическим и другим признакам и выбирается окончательный вариант.

В случае выбора стандартного редуктора окончательный вариант значения частоты вращения вала электродвигателя определяют по минимальной погрешности величины передаточного отношения выбранного редуктора от ее расчетного значения.

Далее производится проверка выбранного двигателя на перегрузку . Она преследует цель предотвратить "опрокидывание" (остановку двигателя под нагрузкой) при резком увеличении нагрузки. Проверку производят при возможных неблагоприятных условиях эксплуатации, когда напряжение в электросети понижено на 10 % (что соответствует уменьшению движущего момента на 19 %), а нагрузка достигает максимального значения:

где P_таб - номинальная мощность двигателя по каталогу, кВт; T_max - максималь-ный момент при эксплуатации (по графику нагрузки), кНм; n_таб - асинхронная частота вращения вала электродвигателя по каталогу, об/мин; ш_n - кратность пускового момента по каталогу на электродвигатель. Если условие не выполняется, то следует выбрать двигатель большей мощности.

Один выбранный электродвигатель подходит по результатам проверки.

5. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное отношение привода определяется по формуле

С другой стороны, (см. выше) оно может быть получено перемножением передаточных отношений отдельных ступеней передач, то есть

где Ui - передаточное отношение отдельной i-й ступени передач,

n - число ступеней передач по кинематической схеме.

Равенство (14) обеспечивается путем подбора Ui с использованием рекомендаций табл. 5.

Если по кинематической схеме передач редуктора имеется открытая передача (зубчатая, цепная или ременная), то, принимая по табл. 5 передаточное отношение

отношение открытой передачи, находят передаточное отношение редуктора:

где U_оп - передаточное отношение отрытой передачи.

Если открытой передачи в приводе нет (схема 1, рис. 1), то .

Примем обозначения передаточных отношений: U_оз - открытая зубчатая передача; U_ц - цепная передача; U_рм - ременная передача.

После определения общего передаточного отношения редуктора производится его разбивка по отдельным ступеням передач. В случае стандартного редуктора разбивка по ступеням не производится, а .

Передаточные отношения одноступенчатых цилиндрических и конических редукторов, проектируемых для серийного производства, выбираются из рядов:

1-й ряд	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	6,3	8	10	12,5
2-й ряд	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	9	11,2	-

Предпочтительнее 1-й ряд. Для одноступенчатых редукторов (за исключением червячных и волновых) не рекомендуется брать более:

Umax = 6,3 - для конических передач;

Umax = 8 - для цилиндрических передач;

Umax = 12,5 - для планетарных передач.

При больших значениях Up принимают число ступеней передач больше единицы или, если это возможно, применяют более тихоходный двигатель.

Передаточное отношение тихоходной - Uт и быстроходной - Uб ступеней двух- ступенчатых редукторов можно определить по рекомендациям П.Ф. Дунаева [2].

Для редуктора



Точность разбивки общего передаточного отношения проверяется следующим условием:

Если условие выполняется, то переходят к составлению таблицы исходных данных.

Исходя из выше рассчитанных формул выбираем один электродвигатель:



Рисунок 1 Двигатель IM1081

d30	L1	L30	d1	b1	h1	L10	L31	d10	b10	h	h10	h31
260	80	452	32	10	8	140	70	12	190	112	12	310

Мощность Р_ТАБ = 5,5 кВт; частота вращения 1445 об/мин; кратность пускового момента = Т_ПУСК/Т = 2,0.

6. Составление таблицы исходных данных

Предварительно на кинематической схеме привода (рис. 6) нумеруются валы по порядку, начиняя с вала, который обычно через упругую муфту или через передачу (обычно ременную) связан с валом электродвигателя. Далее наносятся обозначения передаточных отношений отдельных ступеней передач и КПД элементов кинематической цепи (рис. 6). Подстрочный индекс передаточного отношения состоит из двух цифр. Первая цифра соответствует номеру вала ведущего элемента, а вторая - номеру зала ведомого элемента. Затем производится расчет кинематических и силовых характеристик каждого вала. Расчет этот оформляется в виде таблицы исходных данных.

При расчете мощности на каждом валу учитываются потери (КПД) на участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала (если считается P₁) и от предыдущего вала до рассматриваемого вала (если считается Р₂, Р₃ ... и т.д.). Кроме того, при расчете P₁ за мощность электродвигателя принимается номинальная расчетная (Р_РН), полученная по формуле

После составления таблицы исходных данных производится проверка правильности расчетов. Должны выполняться следующие два примерных равенства:

n₄ ? n_ИM , Т₄ ? Т.

В левой части равенства стоят данные последней строки таблицы, а справа - соответствующие им характеристики исполнительного механизма, рассчитанные по зависимостям (9) и (5).

.

Тогда таблица исходных данных будет выглядеть так:

N валов	ni , об/мин	Pi , кВт	Ti , Н·м
1
2
3
4

ПРОВЕРКА

n₄ = 36 об/мин; n_им = 34,39 об/мин;

T₄ = 1090,29Н·м; T = 1140 Н·м.

Расхождения в скоростях и моментах 4 %, что допустимо (предел 5 %).

7.Выбор редуктора

Выбираем редуктор по следующим параметрам:

1.Типу - Ц2У-200;

2.Передаточному числу - U_{ред.гост}=20

3. Крутящему моменту на тихоходном валу:

где К = 1,75 - коэффициент запаса.

Исходя из параметров редуктора, выбираем его тип - Ц2У-200

Рисунок 2. Редуктор

Согласно типу редуктора

8.Выбор муфты

Между двигателем и редуктором необходимо поставить муфту, компенсирующую упругую, так как она допускает некоторые погрешности взаимного расположения вала двигателя и быстроходного вала редуктора, а также сглаживает толчки и удары при пуске электродвигателя. Наиболее распространенными являются муфты упругие втулочно-пальцевые, они подбираются исходя из диаметров соединяемых валов. Поэтому принимаем муфту: МУВП - 38 - 30.

Между редуктором и исполнительным механизмом принимаем муфту жесткую компенсирующую для компенсации погрешностей взаимного расположения тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера жесткую, так как передается значительный крутящий момент. Принимаем муфту цепную: МЦ - 70

Проектируем приводной вал конвейера

Конструирование приводного вала конвейера начинаем с составления его схемы, на который показываем характерные точки.

Рисунок 3.Схема приводного вала цепного конвейера с одной звездочкой

На схеме показаны следующие характерные точки:

1 - середина конца вала

2 - середина подшипника левой опоры

3 - середина ступицы звездочки

5 - середина подшипника правой опоры

Расстояния l₂= l₃=400/2=200, l₁=100мм.

Определяем диаметр вала конечного

Вал соединяется с редуктором с помощью муфты, то есть следует принимать d_к равным диаметру конца тихоходного вала редуктора, который рассчитан на заданную нагрузку.

Определив величину диаметра конца вала, находим по стандарту все остальные его размеры.

Номинальные размеры, мм

d	L	r	c
70	105	2,5	2,0

9.Определяем размеры шпонки. Выбор подшипника

Для передачи крутящего момента с полумуфты или на приводной вал, а также с вала на звездочки, рекомендуется использовать призматические шпонки, так как соединения с такими шпонками обеспечивают передачу наибольшего крутящего момента. После определения размеров конца вала для принятого d_к=70мм определяем размеры шпоночного

Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).Номинальные размеры,мм.

d	b	h	t1	t1	r	c или r1	L
					min	max	min	max
70	20	12	7,5	4,90	0,40	0,60	0,60	0,80	100

Рисунок 4 Шпонка призматическая

Определяем диаметр вала под подшипник и выбираем подшипник.

На конце вала находится призматическая шпонка, которая устанавливается на валу по посадке с натягом и после установки не должна удаляться

При сборке и разборке узла, подшипник должен свободно одеваться и сниматься через шпонку, т. е. должно выполняться следующее условие:

d_п d_к +2 (h - t₁)

d_п70+2(12-7.5)

d_п = 80мм

8079

По этому диаметру d_п=80мм подбираем подшипник легкой серии и определяем его размеры.

Подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН	Расчетные параметры
	d	D	B	r	Cr	C0r	e	Fa/Fr? e	Fa/Fr? e	Y0
								X	Y	X	Y
1216	80	140	26	3	40,0	23,6	0,16	1	3,9	0,65	6,10	4,13

Конструирование буртика, разработка посадочного места под ступицу.

Для фиксации деталей в осевом направлении на валу делаются буртики - уступы с диаметром d_Б.П. d_п (рис.9). При сборке подшипник одевается на вал до упора в буртик. Чтобы подшипник упирался в буртик торцовой плоскостью, а не фаской, необходимо выполнение условия:

d_Б.П. ? d_п + 3r,

d_Б.П. ? 80+3•3

d_Б.П.=90мм

90 >89

где r - фаска подшипника.

Кроме того условия, чтобы подшипник упирался торцовой плоскостью в торец буртика на валу, необходимо, чтобы внутреннее кольцо подшипника выступало над буртиком для того, чтобы при снятии подшипника с вала можно было зацепиться специальным инструментом (съемником) именно за внутреннее кольцо.

Так как подшипник должен быть посажен на точную, чистую поверхность, то участок вала под ним должен быть прошлифован, а для выхода шлифовального круга делается канавка.

Таблица. Канавки на валах для посадки подшипников качения.Номинальные размеры, мм

	rном	1,0-2,0
	b	3,0

В точке 3 вала выделяется посадочное место под ступицу звездочки. Диаметр вала на этих участках d_ст для удобства обработки вала рекомендуется принимать несколько больше, чем d_Б.П., т. е. следующий после d_Б.П. из стандартного ряда нормальных линейных размеров. d_ст=95мм.

Длина участка вала под ступицу l_ст. = d_ст = 95мм.

Шпоночное соединение ступицы с валом делают в точках 1 и 3. Так как наиболее нагруженное шпоночное соединение получается в точке 1 (наименьший диаметр вала), то в точке 3, по соображениям технологичности можно поставить такие же шпонки, как в точке 1.

10.Осевое крепление подшипников и звездочки

Все детали, устанавливаемые на валу, должны быть зафиксированы в осевом направлении. При установке колец подшипников или ступиц деталей, на которые не действуют значительные осевые силы, возможна осевая фиксация этих деталей за счет стандартных упорных пружинных колец К с одной стороны и буртика диаметром d_б = 90мм валу другой стороны.

Размер диаметра буртика в этом случае рекомендуется принимать из тех же соображений, что и для буртика подшипника.

Рисунок 5 Осевое крепление детали на валу пружинным кольцом К.

Рисунок 6. Кольца пружинные упорные плоские.

Кольца пружинные упорные плоские наружные эксцентричные и канавки для них. Номинальные размеры, мм

d	КАНАВКА	Fa max, H	КОЛЬЦО
	d1	B	rmax	hmin		S	d2	d3	d4	b	L	r1	r3=L1	r4	r5max	eспр	D
80 (т.2 и 5)	76,5	2,8	0,3	5,3	107000	2,5	75	85,8	3	7,4	6	0,4	4,5	4,0	2,0	2,0	98,2
95 (т.3 и 4)	91,5	3,4	0,3	5,3	121000	3,0	89,5	101,5	3,5	8,4	6,0	0,4	4,5	4,0	2,0	2,2	112

Возможно также крепление деталей на валу при помощи концевой шайбы.

В тех местах, где сочетается шпоночное соединение и посадка с натягом, необходимо предусматривать на валу заходный участок с посадкой с зазором, чтобы ступица сначала свободно попала шпоночным пазом на шпонку, а затем напрессовывалась на вал.

11.Подбор корпусов и крышек подшипников, выбор уплотнений

Рисунок 7. Крепление детали на валу концевой шайбой.

Таблица. Шайбы концевые (из ГОСТ 14734-69)

Обозначение шайбы

D

H

A

d

d2

c

D0

d3

d4

l

l1

Болт

Штифт

7019-0643

85

6

28

9,0

5,5

1,6

70-75

М8

5К7

22

16

M8-6g*20.56.05

5m6*12

Подбор корпусов и крышек подшипников, выбор уплотнений.

После выбора подшипника для него подбираем соответствующий корпус и крышки. Корпуса подшипников приводного вала рекомендуется принимать типа УМ по ГОСТ 13218.3-80. Размер корпуса принимается по размеру наружного диаметра подшипника D =140 мм.

Таблица.Корпуса типа УМ подшипников качения по ГОСТ 13218.3-80, размеры, мм

Обозначение корпуса подшипника	D	D1	d	d1	d2	d3	A	B	B1	L	L1=D2	l	H	H1	h	h	r1
УМ 140	140	165	13	22	10	40	235	52	58	295	195	206	199,5	102	35	-	-

Рисунок 8. Корпуса УМ подшипников качения (из ГОСТ 13218-80)

Подшипниковые узлы закрываются крышками, в которые встраиваются уплотнения. Для вышеприведенных корпусов, выбранных из ГОСТ 13218.3-80, рекомендуется выбирать стандартные крышки по ГОСТ 13219.6-81. Крышки подбираются по тому же диаметру D = 140 мм, по которому подбирался корпус. Однако, крышка должна подходить также по диаметру буртика вала d_бп = 90 мм.

Для подшипникового узла, расположенного в точке 2, необходимы крышки торцовые с манжетными уплотнениями из ГОСТ 13219.5-81.



Рисунок 9 Крышки торцовые с манжетным уплотнением диаметром свыше 100 мм

Таблица .Крышки торцовые с манжетным уплотнением диаметром свыше 100 мм, (из ГОСТ 13219.5-81), мм

Обозначение крышки	D	dвала	d	D1	D2	D3	D4	d1	d2	n	b	H	h	h1	h2	l	s
МН 140*80	140	80	82	165	105	128	195	13	24	4	16,6	22	6	9	7	3	19

А для подшипникового узла, расположенного в точке 5, одна из крышек принимается такой же, как для узла в точке 2, вторая крышка принимается торцовая глухая из ГОСТ 13219.1-81

Рисунок 10. Крышка торцовая глухая низкая для D = 110 - 150 мм(из ГОСТ 13219.1-81)

Таблица . Крышки торцовые глухие низкие ( из ГОСТ 13219.1-81), мм.

Обозначение крышки	D	D1	D2	D3	B	d	d1	n	H	h	h1	h2	l	s	r	r1
ГН 140	140	165	128	195	-	13	24	4	21	6	9	6	14	7	-	-

Уплотнения предназначены для защиты подшипников от попадания в них пыли, грязи и влаги, а также для предохранения от вытекания смазки. Эти уплотнения могут быть разных конструкций, однако, наиболее предпочтительными являются стандартные манжеты резиновые армированные для валов по ГОСТ 8752-79.Манжета состоит из корпуса, выполненного из маслобензостойкой резины. Корпус армирован каркасом, представляющим собою стальное кольцо

Г-образного сечения. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего она плотно охватывает поверхность вала. Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде, выполняют с дополнительной рабочей кромкой, которая называется пыльником.

Номинальный диаметр вала в местах постановки таких уплотнений должен быть равен внутреннему диаметру уплотнения. Участки вала в этих местах должны быть прошлифованы и отполированы, чтобы избежать интенсивного износа уплотнений.

Рисунок: 11 Манжеты резиновые армированные для валов (ГОСТ 8752-79)

Таблица: Манжеты резиновые армированные для валов (ГОСТ 8752-79)

d	D	h1	h2
90	120	12	16

12.Составляем расчетную схему вала

l₁=100мм l₂= l₄100мм l₃=L₁=580мм

T=T₄*1000=1090,29*1000=1090290Нмм

F₁=1.15*Ft*100=1.15*6*1000=6900Н

F_м=k*F_tм=0.2*=1129.960772Н

k=0.2 ; F_tм-окружная сила внутри муфты.

T-номинальный момент на валу.

R-радиус муфты; R=d_д/2=196,29/2=98,145мм ; d_д=196,29мм

R₂=-F_м+F₁-R₅=-2221.8+6900-3734.8=943.35H

По этим реакциям рассчитываем подшипники в точке 2 и 5.Строим эпюру изгибающего момента.

М₁, М₂, М₃,М₄, М₅-изгибающие моменты в точках.

l₁, l₂, l₃, l₄, -расстояния между точками

R₂, R₅-силы реакции опор точек.

Проверку проводим для 2-х сечении вала в т.2 и т.3.

Оба сечения проходят проверку поскольку [у]=80МПа

13.Расчет подшипника по статической грузоподъемности

, где С_о-статическая грузоподъемность подшипника-эта такая нагрузка на подшипнике при которой остаточная пластическая деформация составляет 0.0001d_т.к..

P_o=x_oF_r+y_oF_a=1*3734.84+0=3734.84Н,

где F_r-радиальная нагрузка, F_a-осевая нагрузка(в нашем случае равна 0), x_o и y_o-коэфициенты учитывающие влияние этих нагрузок.

Условие выполняется поскольку С_о=23,6кН

14.Расчет подшипника по динамической грузоподъемности

где L-долговечность подшипника в миллионах оборотах, б-показатель степени(в нашем случае он равен 3), С-динамическая грузоподъемность подшипника при которой он отработает 1 мил об без усталостного выкрашивания металла, Р-эквивалентная нагрузка на подшипник.

где k_д-коэфициент динамичности(в нашем случаен равен 1,5) и k_T-температурный коэффициент(в нашем случае равен 1).

Условие L_h>L_hтреб выполняется.

15.Расчет шпоночного соединения

Рисунок 12 Шпонка

d=70мм T=114000Нмм b=20мм h=12 мм t₁=7.5мм t₂=4.9мм l=70мм

1.Расчет на смятие:

Условие

Условие выполняется.

2.Расчет на срез:

Условие выполняется.

16.Расчет болтов крепления корпуса подшипника к раме

Болтовое соединение нагружено сдвигающей силой R₂ в точке 2 и R₅ в точке 5. Чтобы вести расчет по формуле , для центробежной сдвигающей силы примем повышенный коэффициент запаса k, а также будем рассматривать худшие условия трения в стыке т.е. поверхность чисто обработана и имеются следы смазки.

По формуле , где k-коэффициент запаса(в нашем случае равен 1,75), F-сила реакции опоры(принимаем ее значение равным R₂), Z-количество болтов(равен 2), i-количество соединений(равен 2), f-коэффициент трения в стыке(равен 0,1), и определяем усилие затягивания одного болта.

Определяем минимально необходимый внутренний диаметр резьбы d₁ по формуле: предворительно берем болты из стали 30 для которой

[у]_p=200МПа.

Так как выбранный болт М20 его допустимое табличное значение 17.294МПа, то условие выполняется.

Размещено на Allbest