Технологическое проектирование участка ремонта двигателей строительных и дорожных машин. Фактические объемы ремонтного производства, страница 16

.                                                (3.2)                               

м.

В связи с тем, что длинные винты, подверженные сжимающей нагрузке, необходимо проверять на устойчивость, необходимо сделать проверку (рисунок 3.1). Проверим это по условию устойчивости винта по уравнению Эйлера [12]:

                                                            (3.3) где – приведённая длина, м ();

S – коэффициент безопасности; принято S=3 [12];

Е – модуль упругости материала, МПа ();

J – приведённый осевой момент инерции сечения винта,

Приведённый осевой момент инерции сечения винта [12]:

                                          (3.4) где диаметры резьбы винта наружный и внутренний соответственно, м [21].

Рисунок 3.1 – Схема к расчёту устойчивости

 Н.

что значительно больше принятой осевой нагрузки F= 1000 Н, следовательно, принятый средний диаметр винта, равный 0.0255 м при длине 0.4 м вполне устойчив на сжатие.

Определяем крутящий момент, необходимый для поднятия груза. При этом используем методику расчёта винтовых домкратов [10] (рисунок 3.2).

Крутящий момент М, приложенный к винту при подъёме, складывается из момента трения в резьбе М_р и момента трения в опорной головке М_о [10]:

                                              (3.5)

Момент трения в резьбе , Н·м [10]:

                                               (3.6) где α – угол подъёма винтовой линии резьбы, град. [10]:

                                                (3.7)

φ – угол трения резьбы при tgφ= 0,1.

Рисунок 3.2 – Схема для расчёта крутящего момента

Момент трения в опорной головке , Н·м:

                                               (3.8)

где средний диаметр наружной резьбы, м (=0.025 м [21]).

3.4.2 Расчёт шпоночного соединения

Конструктивно принят диаметр вала d = 0,02 м.

Момент , передаваемый шпоночным соединением, Н·м [12]:

                                          (3.9) где   Р_р – усилие рабочего по нормам Госгортехнадзора  для ручных приводов, Н (Р_р=100 Н);

Рисунок 3.3 – Схема шпоночного соединения

l_рук – длина рукоятки, м (l_рук=0,05 м).

Проверка шпоночного соединения на смятие [12]:

                                                   (3.10) где d- диаметр вала, м ;

h- высота сечения шпонки, м (h=0,006 м);

l_р – рабочая длина шпонки в соединении вал-шестерня, м (l_р=0,012 м);

допускаемое напряжение смятия, МПа ().

При расчёте шпонки на соединении вал-колесо необходимо учесть передаточное число конической передачи u[12]:

                                                (3.11) где число зубьев ведущей шестерни;

число зубьев ведомой шестерни.

.

Момент М_к на валу колеса [12]:

                                                 (3.12)

 Н·м.

Длина шпонки  сечением 0,006х0,006 м [12]:

                                              (3.13)

м.

Принята длина шпонки по ГОСТ 8789-86 равной 0,006 м.

3.4.3 Расчёт открытой конической зубчатой пары

Рисунок 3.4 – Зацепление конических зубчатых колес

3.4.3.1 Выбор материалов

Для шестерни  сталь 45;  = 590 МПа; = 300 МПа  (при диаметре заготовки до 100 мм); термообработка-нормализация; для колеса z₂ - стальное литьё 35Л;  = 490 МПа; = 270 МПа (таблица 7.4 [7]).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба [7]:

                                                (3.14) для материала шестерни:

 МПа;

для материала колеса:

МПа.

3.4.3.2 Определение модуля

Средний модуль зацепления конической пары из условия прочности зубьев на изгиб [12]:

                                              (3.15) где М_1Р – расчётный крутящий момент, Н·м;

допускаемое напряжение при изгибе, МПа;

коэффициент длины зуба;

у – коэффициент износа;

z – число зубьев.

Допускаемое напряжение при изгибе, МПа [12]:

                                          (3.16) где [n] – коэффициент запаса прочности, принято [n]=1,5 для шестерни, [n]=1,7 для колеса [12];

коэффициент режима ( [12]);

для шестерни:

 МПа;

для колеса:

 МПа.