МГТУ им. Н.Э.Баумана. Кафедра «ДЕТАЛИ МАШИН»













Домашнее задание №1

Вариант С-11-89(4)









Студент: Мастеров П.Г
Группа: Э2-51


Преподаватель:

Седова Л.А.








Москва 2008

1.1 Определение диаметра и высоты гайки.

Найдем максимальный расчетный натяг по формуле:

,

где - поправка на обмятие микронеровностей,

,

Здесь = 0.8 мкм, = 1.6 мкм – средние арифметические отклонения профиля сопрягаемых поверхностей, = 6 (т.к. < 1.25 мкм), = 5 (т.к. > 1.25 мкм) – коэффициенты.

- максимальный измеренный натяг, определяемый по схеме расположения полей допусков посадки внутреннего кольца подшипника на вал,

,

Для заданной схемы = 19 мкм, = 15 мкм.

мкм,

мкм,


мкм

Максимальное контактное давление определим из формулы:

,

где d = 60 мм - диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника,

- коэффициенты деформации деталей соединения,

- модули упругости первого рода, ,

(см. табл. 1.1 [1]).

Вал – сплошной, диаметр отверстия в вале d1=0.

Характеристики подшипника 212:

d = 60 мм.

D = 110 мм.

B = 22 мм

r = 2.5 мм

Наружным диаметром считаем внешний диаметр внутреннего кольца подшипника:

Коэффициенты Пуассона (см. табл. 1.1 [1]),








Сила прессования:

,

где - коэффициент усилия прессования (сталь-сталь),

Силу выпрессовки примем равной ,

=1,5

Средний диаметр резьбы по условию обеспечения износостойкости:

,

где - осевая сила, действующая на передачу (),

[p] – допускаемое удельное давление на витках резьбы, [p] = 16 МПа (табл. 4.2 [1])

- коэффициент высоты метрической резьбы, принимаем ,

- коэффициент высоты гайки, принимаем ,

По ГОСТ 24705-81 принимаем резьбу М16 с крупным шагом из первого предпочтительного ряда диаметров.

Параметры резьбы:

наружный диаметр резьбы ,

шаг резьбы ,

средний диаметр резьбы ,

внутренний диаметр резьбы гайки ,

угол подъема резьбы ,

внутренний диаметр резьбы винта .


Высота гайки .

Принимаем (ряд , Приложение 2 [1]).


проверка обеспечения самоторможения


Условие самоторможения

где - приведенный угол трения в резьбе ,

- угол трения в резьбе, ,

- угол наклона рабочей стороны профиля резьбы, для метрической резьбы

(табл. 4.1 [1]),

- коэффициент трения в резьбе.

Принимаем (табл. 3.3 [1]), тогда

, , условие выполняется.


1.2 Определение момента и силы на ключе при длине ключа .

Определим момент трения в резьбе:

,

°36' + 2°29') = 61830 Н

По условию задания момент на торце винта:

,

где - коэффициент трения на торце, ,

- средний диаметр торца винта, .

.

Момент на ключе:

.

Сила на ключе:

.


1.3 Определение диаметра оси 7 и толщины планки 5.

Оси 7 и планка 5 изготовлены из стали Ст3, предел текучести этой стали равен .

Диаметр оси 7 определим из условия: ,

где - сила, приходящаяся на каждую из двух планок,

- допустимое значение касательного напряжения,

(табл. 3.5 [1]),

- число поверхностей взаимодействия, .

Отсюда следует:


,

Принимаем (ряд , Приложение 2 [1]).

Толщину планки 5 определим из условия:

,

где - допускаемое напряжение смятия,

(см. табл. 3.5 [1]).

Отсюда следует:


Принимаем (ряд Ra20 , Приложение 2 [1]).



    1. Определение катета сварного шва .

Сварное соединение тавровое, швы угловые. Опасное сечение изображено на рис. 1.

Центр масс опасного сечение находится в центре симметрии сечения. Площадь фигуры опасного сечения равна:

,

где - катет шва, мм.

При параллельном переносе силы в плоскость опасного сечения получаем центральную сдвигающую силу и отрывающий момент ,

где - расстояние между осью винта и осью 7, по конструктивным соображениям


(из условия существования зазора между подшипником и лапкой).

).

При переносе момента трения в резьбе в плоскость опасного сечения получаем центральную сдвигающую силу =и отрывающий момент


= (

Напряжения от отрывающих моментов пропорциональны расстоянию точек сечения до осей симметрии фигуры сечения, отсюда следует, что наиболее напряженной точкой сечения будет точка А.

Определим моменты инерции площади сечения относительно осей Оу и Ох:


=2


Напряжения в расчетном сечении:

а) от центральной сдвигающей силы ,

=;

б) от центральной сдвигающей силы ,

;

в) от отрывающего момента ,


г) от отрывающего момента ,


= =

Минимальный катет сварного шва определим из условия:

.

Так как сварка ручная электродами Э42А, то по таблице 2.1 [1] найдем:

,

где - допускаемое напряжение на растяжение основного металла примем


.

Находим:

Принимаем k=28 мм (ряд Ra20, Приложение 2 [1]).


  1. Расчет шпоночного соединения как способа передачи вращающего момента.


Из условия:

dв = 63 мм – диаметр вала

T = 1500 Нм – момент, нагружающий вал.

Размеры шпонки для диаметра вала dв = 63 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78:

b = 18мм – ширина шпонки,

h = 11мм – высота шпонки.

Глубина врезания шпонки в ступицу k = 0.4711 = 5.17 мм.


Напряжение смятия определяется по формуле: ,

Принимаем = 130 МПа (табл. 6.1 [1]).

Требуемую рабочую длину шпонки находим по формуле :

Полная длина шпонки: L = lp+ b = 73.28 + 20 = 93.28 мм.

Принимаем L= 100 мм. (табл. 13 приложение 3 [1]).

Длина ступицы для соединения колеса с валом lст = L + 8…10 мм = 110 мм.

Принимаем lст = 110 мм (ряд , Приложение 2 [1]).


  1. Построение эпюр моментов и сил по длине винта.




Использованная литература:

[1] – В.П. Тибанов, Л.П. Варламова. «Методические указания по выполнению домашних заданий», Москва, 2003.

[2] – Конспект лекций.


Случайные файлы

Файл
10783-1.rtf
22803-1.rtf
92085.rtf
83651.rtf
12662-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.