125000 (593052), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

r = 2 мм,

A = 1 мм.

Расчет втулки аналогичен расчету гайки в силу схожести конструкций.

Материал втулки – сталь 20:

[Р] = 95 МПа; [СМ] = 175 МПа; [ИЗ] = 95 МПа; [СР] = 45 МПа.

При выборе допускаемых напряжений учитывался знакопеременный характер нагрузки. Термообработка – нормализация.

Проверим втулку на растяжение:

где kКР = 1,25 – коэффициент кручения.

Т.к. втулка изготавливается путем отливки, необходимо выполнение условие

DВТ DГ +18 мм,

DВТ 68 мм. Но, учитывая применение сварки, примем DВТ = 90 мм.

По диаметру DГ втулка растачивается (чистовое растачивание).

Буртик втулка проверим на срез и изгиб. В качестве нагрузки на буртик берется расчетная нагрузка на винтовую пару. Торцовая поверхность втулки имеет форму кольца и проверяются на смятие.

На смятие:

Примем: = 100 мм.

На изгиб:

На срез:

Из расчета на изгиб и срез принимаем: hб = 2 мм.

2.4 Расчет на неподвижность гайки относительно втулки

Неподвижность гайки-вкладыша относительно корпуса (см. рис. ниже) обеспечивают выбором посадки с натягом или посадки переходной и применением одновременно стопорного устройства в виде винта или штифта с последующей их проверкой на прочность от момента

Т = TРЕЗ – TБ

где TБ - момент трения бурта гайки или её торца о корпус механизма, определяемый по формуле

,

A = 1 мм (см. п.1.1.7);

Т.к. TРЕЗ = 137,6968 Н·м > > TБ = 28,464 Н·м, т.е. трение бурта гайки о втулку не обеспечивает неподвижность гайки относительно втулки, то необходимо рассчитать посадку с натягом или переходную посадку с применением одновременно стопорного устройства в виде винта или штифта.

Произведем выбор посадки с натягом.

Посадочный диаметр d = DГ = 50 мм, посадочная длина l = 32 – 3 – 0,25 = = 28,75 мм.

На соединение действует момент Т = TРЕЗ – TБ = 137,6968 Н·м – 28,464 Н·м = 109,2328 Н·м.

Определим давление на посадочной поверхности p. Давление p должно быть таким, чтобы силы трения оказались больше внешних сдвигающих сил.

При одновременном нагружении вращающим моментом Т и сдвигающей силой FВ, (см. рис.) расчет ведут по равнодействующей окружной Ft и осевой силе FX:

откуда

Номинальный натяг NР связан с посадочным давлением р зависимостью Ляме, выводимой в курсе «Сопротивление материалов» (см. рис.).

где d – посадочный диаметр; d1 – диаметр отверстия охватываемой детали (для сплошного вала d1 = 0); d2 – наружный диаметр охватывающей детали (ступицы); Е1 и Е2 – модули упругости материала соответственно охватываемой и охватывающей деталей; 1 и 2 – коэффициенты Пуассона материалов соответственно охватываемой и охватывающей деталей; для стали принимают = 0,3, для чугуна = 0,25, для бронзы = 0,32 – 0,35.

Натяг посадки, измеряемый по вершинам микронеровностей, должен быть больше номинального натяга на величину обмятия микронеровностей (см. рис.) U = 1,2 (Rz1 + Rz2) 5,5 (Ra1 + Ra2):

N = NР + U,

где Ra1, Ra2 – средние арифметические отклонения профилей; Rz1, Rz2 – высота микронеровностей (мкм).

Произведем вычисления:

Для наружного диаметра гайки назначается шлифование круглое чистовое (шероховатость Ra1 = 0,32 мкм). Для внутреннего диаметра втулки назначается растачивание чистовое (шероховатость Ra2 = 1,25 мкм).

U = 5,5 (0,32 мкм + 1,25 мкм) = 8,635 мкм 9 мкм;

N = NР + U = 79 мкм + 9 мкм = 88 мкм.

Выбор посадки. Рекомендуемые посадки

Выберем посадку с натягом по 7-му квалитету, т.к. она соответствует расчетной.

2.5 Расчет сварных швов соединения втулки и верхнего диска

Основными напряжениями являются касательные напряжения

Т.к. W1 < W2, шов 2 определяющий для расчета на срез.

Упрощенно можно считать, что

d = DВТ = 90 мм (см. п.1.2.3).

T = 109,2328 Н·м (см. п.1.2.4).

Материал втулки диска сталь 20 ([Р] = = 140 МПа), т.к. она хорошо сваривается.

Тип технологического процесса сварки: ручная дуговая электродами Э42 и Э50;

Определим катет:

Проверим шов 1:

где

D = DБ.ВТ = 100 мм,

Условие СР1 [’СР] выполняется.

Определим необходимость прерывистого шва. Длина окружности радиуса D / 2:

Т.к. разность невелика (59,68 мм), то шов 1 нет смысла делать прерывистым, он выполняется сплошным, т.е. принимаем .

2.6 Конструирование и расчет ограничительного устройства

Болт проверяется на растяжение

где FР – расчетная нагрузка на болт, kКР – коэффициент кручения, [Р] – допускаемое напряжение материала болта.

Расчетная нагрузка на болт FР определяется по формуле

FР = FЗАТ + ·F,

где FЗАТ – усилие затяжки, – коэффициент внешней нагрузки, F – внешняя нагрузка.

Усилие затяжки FЗАТ определяется как

FЗАТ = kЗАТ·F,

здесь kЗАТ – коэффициент затяжки; по условию нераскрытия стыка при постоянной нагрузке kЗАТ = 1,25..2. Примем kЗАТ = 1,25.

Расчеты и испытания конструкций показывают, что коэффициент внешней нагрузки невелик и не превышает обычно 0,2..0,3. Примем = 0,2.

Максимальную нагрузку болтовое соединение испытывает, когда винт находится в крайнем верхнем положении и к рукоятке приложено расчетное усилие. Внешняя нагрузка F равна заданной FВ.

Коэффициент кручения kКР учитывает кручение в соединение, для метрической резьбы kКР = 1,3.

Допускаемое напряжение материала болта [Р] определим по формуле

где S - запас прочности; затяжка не контролируется – запас прочности S = 3..5. Примем S = 3.

Предел текучести определяем табличным методом: Т = 360 МПа.

Произведем вычисления: kЗАТ = 1,25; F = FВ = 12 кН;

FЗАТ = kЗАТ·F = 1,25·12 кН = 15 кН;

= 0,2

FР = FЗАТ + ·F = 15 кН + 0,2·12 кН = 17,4 кН;

По ГОСТ 24705-81 подбираем резьбу, пользуясь следующими соотношениями:

Крупный шаг предпочтителен, т.к. обеспечивает более эффективное самоторможение.

Выбранная резьба: М20.

Размеры на рисунке:

D1 = DГ – 2·0,5·tg 10 = 50 – 0,176 = 49,824 мм;

D2 = D4 + 2·3,5 = 33 + 7 = 40 мм;

Шайбу выбираем по ГОСТ 6958-68 (увеличенные шайбы). При выборе руководствуемся условием DШ > D2.

Диаметру стержня крепежной детали (болта) 20 мм соответствует DШ = 60 мм > 40 мм.

В технически обоснованных случаях допускается применение шайб с наружными диаметрами по ГОСТ – 6958-68 14, 22, 28, 34, 38, 45, 50 и 52 мм вместо 16, 24, 30, 36, 42, 48, 55 и 60 мм.

Применим шайбу (исполнение 2) с наружным диаметром 52 мм вместо 60 мм. В данном случае техническим обоснованием является снижение массы всего механизма.

Параметры шайбы:

DШ = 55 мм,

hШ = 5 мм,

с = 1,2 мм

Масса 0,0974 кг.

Параметры отверстия:

глубина завинчивания H = 20 мм;

глубина полной резьбы H1 = 25 мм;

глубина сверления H2 = 36 мм.

2.7 Расчет ножен на прочность и устойчивость

Каждая ножна нагружена изгибающим M и крутящим T моментами, сжимающей F и срезающей F’ силами (см. рис.).

Продольная сила F является результатом распределения усилия FВ по ножнам:

F = FВ / 3.

Поперечная сила F’ – результатом распределения крутящего момента T по ножнам

, T = 109,2328 Н·м (см. п.1.2.4).

Изгибающий момент M возникает в результате действия поперечной силы F’:

M = F’·hНОЖ.

Обозначим dНОЖ1 = dНОЖ2 = dНОЖ1,2.

Напряжения в опасных сечениях:

Расчетные формулы:

Допускаемые напряжения определяем табличным методом, принимая во внимание знакопеременность нагрузки при изгибе, кручении и срезе, и при сжатии нагрузка пульсирующая.

Материал ножен сталь 20.

Допускаемые напряжения:

[ИЗ] = 95 МПа, [СЖ] = 115 МПа, [КР] = 55 МПа, [СР] = 45 МПа.

Зададимся значениями: hНОЖ = 240,6 мм (определяется прорисовкой), D = 140 мм (конструкторское решение). Произведем вычисления:

– изгиб

Характеристики

Список файлов ВКР