Выбор системы смазки и смазочных материалов

2.8.2 Описание конструкции

Определим средний диаметр резьбы [2, c. 39]

где F_a – осевая сила, - коэффициент высоты резьбы, - коэффициент высоты гайки, [p] – допустимое контактное давление.

Выбираем диаметр d₂=10 мм.

2.8.4 Выбор пружины для реактивной тяги

Крутящий момент на тихоходном валу при пуске

Сила, действующая на пружину при номинальном режиме работы

Сила, действующая на пружину при пуске

Граничные значения силы F₃ определим по формуле [4, с.200, табл. 10]

По ГОСТ 13775-86 выбираем пружину d=7 мм, D₁=38 мм, c₁=789.8 Н/мм, s'₃=10.98, F₃=4.25 КН.

Жесткость пружины

Количество рабочих витков пружины

Полное число витков

где n₂-число опорных витков.

Предварительная деформация пружины

Рабочая деформация пружины

Максимальная деформация пружины

Длина пружины при максимальной деформации

где n3 – число обработанных витков

Длина пружины в свободном состоянии

Длина пружины при предварительной деформации

Длина пружины при рабочей деформации

Шаг пружины в свободном состоянии

Таким образом, выбрана пружина со следующими параметрами:

D=31 мм, d=7 мм, t=17.98 мм, l₁=320 мм, l₂=231 мм, n₁=34.

2.9 Расчет соединений

2.9.1 Соединение венец - ступица червячного колеса

Среднее контактное давление [1, c. 86]

где К – коэффициент запаса сцепления, К=3 [1, с. 86]; Т – крутящий момент на колесе, Нм; d – диаметр соединения, мм; l – длина сопряжения, мм; f – коэффициент трения.

Деформация деталей [1, c. 86]

C₁,C₂ – коэффициенты жесткости [1, c.87]

где Е – модуль упругости, МПа. μ – коэффициент Пуассона.

где Ra1, Ra2 – средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

Поправка на температурную деформацию, мкм [1, c.87]

где t₁, t₂ – средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса, α – коэффициент температурного расширения.

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего

момента [1, c.87]

Максимальный натяг (мкм) допускаемый прочностью деталей

(ступицы, венца) [1, c.87]

где , мкм – максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей соединения, где (МПа) – максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей или охватываемой детали, меньшее из двух: [1, c.87]

Выбор посадки. По значениям и выбирают одну из посадок, удовлетворяющих условиям: .

По табл. 6.3 [1] выбираем посадку H7/u7.

Для выбранной посадки определим температуру нагрева охватывающей детали для сборки, °С [1, c.89]

где Z_сб – зазор, мкм, для удобства сборки.

2.9.2 Соединение приводной вал – ступица червячного колеса

Расчет осуществляется по критерию прочности – отсутствию смятия ступицы. Передача вращающего момента между ступицей червячного колеса и приводным валом осуществляется с помощью призматической шпонки. Материал ступицы – сталь 45.Диаметр концевого участка приводного вала 40 мм, выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 12х8. Необходимая рабочая длина шпонки, мм [2, c.61]

где Т – передаваемый момент, Нм; d – диаметр вала, мм, к – глубина врезания шпонки в ступицу, k=0.47h [2, c.60]. Принимаю l=50 мм.

2.9.3 Резьбовое соединение глухой крышки подшипника червяка с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 1. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Отрывающая сила, действующая на крышку

Условие нераскрытия стыка может быть записано так:

где - минимальное напряжение сжатия в стыке после приложения внешней нагрузки. Для выполнения этого условия вводят коэффициент запаса по нераскрытию стыка k=1,3…1,5. Принимаем k=1.4.

В данном случае всего один силовой фактор – отрывающая сила F_z, поэтому из условия нераскрытия стыка можем записать

где -коэффициент основной нагрузки. Таким образом, сила затяжки

Напряжение растяжения стержня болта

МПа

требуемый класс прочности болтов 3.6.

2.9.4 Резьбовое соединение проходной крышки подшипника червяка с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 2. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=6.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы реактивной тяги . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов

где - площадь стыка.

Напряжение от отрывающей силы

Напряжение от опрокидывающего момента

где момент сопротивления стыка.

Напряжение растяжения стержня болта

Требуемый класс прочности болтов 4.8.

2.9.5 Резьбовое соединение боковой крышки с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 3. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=12.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы, действующее на подшипник, . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов

Напряжение от отрывающей силы

Напряжение от опрокидывающего момента

где момент сопротивления стыка.

Напряжение растяжения стержня болта

Требуемый класс прочности болтов 3.6.

Рис. 1

Рис. 2

Рис. 3

2.9.6 Резьбовое соединение кронштейна реактивной тяги с металлоконструкцией

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 4. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Сила, действующая на тягу

Напряжение растяжения стержня болта

требуемый класс прочности болтов 3.6.

Рис. 4

2.9.7 Расчет оси вилки реактивной тяги на срез

Критерий – прочность оси (на срез). Материал оси – сталь 45. Материал вилки – сталь 3.

Касательные напряжения в оси вилки

где F – сила, действующая на реактивную тягу, i – количество плоскостей среза, d – диаметр оси.

Допустимое касательное напряжение

Таким образом, ось удовлетворяет критерию прочности.

2.9.8 Расчет кронштейна реактивной тяги на смятие

Критерий – прочность (смятие кронштейна). Материал кронштейна - сталь 3.

Допустимые напряжения

Таким образом, кронштейн удовлетворяет критерию прочности.

жүктеу/скачать 1.25 Mb.

Достарыңызбен бөлісу: