С-15 (ДЕТАЛИ МАШИН ДЗ1 мое 15-89)

Посмотреть архив целиком

МГТУ им. Н.Э. Баумана. Каф. РК-3







Домашнее задание № 1



«Расчёт ведущего моста автомобиля»







Студент: Капустин Ю.В.

Группа: Э8-52





Преподаватель: Смелянская Л.И.

Дата предъявления: 07.10.09





Дата зачёта:

Подпись преподавателя:







-2009-

Содержание:

  1. Описание механизма 3

  2. Определение размеров шлицевого соединения 4

  3. Определение диаметра диаметр dб болтов 7

  4. Определение диаметра сварных точек 8

  5. Определение силы прессования подшипника на вал 9

  6. Список литературы 11









































2



Описание механизма

В ведущем мосту автомобиля вращающий момент T передаётся валу 1 от конической шестерни 2 дифференциала через шлицевое соединение эвольвентного профиля длиной l. Фланец 3 вала соединён пятью болтами 4, запрессованными во фланец, с диском 5, приваренным контактной точечной сваркой к ободу 6. Детали 1 и 2 выполнены из стали 40Х улучшенной, детали 5 и 6 – из стали 35 горячекатаной. Класс прочности болтов 4 – 4.8. Шлицы закалены.

Расчётное задание

Для данного механизма необходимо определить:

  1. размеры шлицевого соединения;

  2. диаметр dб болтов 4;

  3. диаметр сварных точек, приняв их число z ≥ 6;

  4. силу прессования подшипника (поз. №7) на вал.

Примечания

  1. Нагрузку соединений условно считать постоянной.

  2. Размеры подшипника d, D, B принять по стандарту.

  3. Расчётная толщина внутреннего кольца подшипника h = 0,15∙(D-d).

  4. Тормозные колодки и цилиндр условно не показаны.

Таблица заданных параметров

Вариант

8

T, Н∙м

2000

Dс, мм

380

Условное обозначение подшипника поз. №7

310

δ, мм

4,5

EI, мкм

-12



3



1) Определение размеров шлицевого соединения

  1. Очевидно, что при сборке подшипник 7 одевается на вал 1 со стороны шлицевого соединения, следовательно номинальный диаметр этого соединения должен быть меньше внутреннего диаметра подшипника.

Условное обозначение подшипника 310. По ГОСТ 8338-75 определяем размеры подшипника:

d = 50 мм – номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;
D = 110 мм – номинальный диметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца;
B = 27 мм – номинальная ширина подшипника;
r = 3 мм – номинальная координата монтажной фаски.

Из расчёта вала на кручение:
,
где
T – передаваемый вращающий момент, Н∙м;
d – диаметр вала, мм;
 действующее касательное напряжение кручения, МПа;
 допускаемое касательное напряжение кручения, МПа.

Преобразуя эту формулу, получим:
.

Допускаемые касательные напряжения кручения  принимаем равными
30 МПа (
). Тогда:
.

Следовательно, условие прочности вала на кручение не выполняется. Тогда предположим, что вал выполнен из более прочного материала с более высоким

4

допускаемым касательным напряжением. Зададимся диаметром вала с учётом того, что необходимо обеспечить лёгкое одевание подшипника на вал.

Принимаем  (по ряду ).

Номинальный диаметр шлицев должен быть близок к диаметру внутреннего кольца подшипника, но немного меньше, чтобы обеспечить лёгкое прохождения подшипника. Также диаметр окружности впадин шлицев не должен быть меньше диаметра вала DВ.

Подбираем соединение 452 (номинальный диаметр D = 45 мм,
модуль
m = 2 мм). Для данного соединения число шлицев z = 21.

Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр :
;


Длину соединения вычисляем из расчёта по напряжениям смятия:
,
где
T - расчётный вращающий момент, Н∙м;
 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев из-за ошибок изготовления по шагу;
 - средний диаметр соединения, мм;
 - рабочая высота зубьев, мм;
 - длина соединения, мм;
 - допускаемые напряжения смятия, МПа.

Рекомендуется принимать . Принимаем .

Преобразуя эту формулу, получим:
.

Соединение неподвижно, шлицы закалены. Из этих соображений примем .

.

Округляя по ряду , получим: 

Длину ступицы примем равной: .







5



Расчёт без учёта установки подшипника

.

Возможные шлицевые соединения:
1)
D = 70 мм; z = 34; m = 1.25 мм;
2)
D = 70 мм; z = 22; m = 2 мм;
3)
D = 75 мм; z = 36; m = 1.25 мм;
4)
D = 75 мм; z = 24; m = 2 мм.

Для эвольвентного шлицевого соединения имеем:
; .

Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев dm:
1)
h = 1 мм; dm = 68.625 мм;
2)
h = 1,6 мм; dm = 67.800 мм;
3)
h = 1 мм; dm = 73.625 мм;
4)
h = 1,6 мм; dm = 72.800 мм.

Длина соединения из расчёта по напряжениям смятия: .

Выбираем  ()

Для выбранных шлицевых соединений получим:
1)
l = 27.86 мм;
2)
l = 27.24 мм;
3)
l = 24.52 мм;
4)
l = 23.26 мм.

Округляя по ряду , получим:
1)
l = 30 мм;
2)
l = 30 мм;
3)
l = 26 мм;
4)
l = 24 мм.











6

2) Определение диаметра диаметр dб болтов

 или .

Очевидно, что центр тяжести болтового соединения фланца находится на оси вращения. На эту группу в плоскости фланца действует крутящий момент , стремящийся провернуть фланец 3 относительно диска 5. Каждый болт удалён от центра масс на расстояние:
.

Тогда каждый болт испытывает нагрузку:
.

Все болты оказываются равнонагруженными, для определения их диаметра достаточно рассмотреть любой из них. Болты установлены без зазора, так как запрессованы во фланец, следовательно болты испытывают напряжения среза.

Условие прочности болтов на срез: ,
где
 - допускаемые напряжения среза, МПа.

Для болтов класса прочности 4.8 имеем: 

Выбираем .

.

По ГОСТ 7817-80, данным требованиям удовлетворяет болт М10. Для него имеем: d=10 мм d1=11 мм s=14 мм.





7



3) Определение диаметра сварных точек

При точечной сварке рекомендуется отношение толщин свариваемых деталей:
; при  ; при 
; ; ; при сварке элементов .

Расчёт ведут на предотвращение среза сварных точек.

По условию задано, что толщина обода , тогда  и
.

Округляя в соответствие с ГОСТ 6636-69 по ряду , получим .

На все точки действуют равные сдвигающие силы, вызываемые моментом T:
, где  – расстояние от центра тяжести сварного соединения до сварных точек. .

Сила, действующая на отдельную точку, равна .

Условие несрезаемости точек: ,
где
i – число плоскостей среза.

.

Для заданного соединения .

Для контактной точечной сварки: .

 – допускаемое напряжение растяжение. Принимаем .

Свариваемые детали выполнены из стали 35 горячекатаной, для которой . Тогда:
;
;
.

По условию задания , поэтому примем . Очевидно, что условие несрезаемости точек выполняется.



8

4) Определение силы прессования подшипника на вал









По ГОСТ 8338-75 определяем размеры подшипника:
d = 50 мм – номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;
D = 110 мм – номинальный диметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца;
B = 27 мм – номинальная ширина подшипника;
r = 3 мм – номинальная координата монтажной фаски.

;
;
;
.

Для вала  величина допуска в 6-ом квалитете равна 16 мкм. Нижнее отклонение вала с полем k ei = +2 мкм. Поля допусков показаны на рисунке.

Определим средний табличный натяг:

.

Максимальный вероятностный натяг посадки:
.

Поправка на обмятие микронеровностей:

9

 (, т.к. , ).

Расчётный натяг, соответствующий :
.

Контактное давление , соответствующее :
.
Модули упругости первого рода
, коэффициенты Пуассона . Коэффициенты деформации деталей:
;

.

Следовательно,
.

Коэффициент трения при прессовании .

Сила прессования

.























10



Список литературы

  1. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Соединения» курса «Основы конструирования деталей и узлов машин» /Л.П. Варламова, В.П. Тибанов; Под ред. Л.П. Варламовой. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997.

  2. Иванов М.Н., Финагенов В.А. Детали машин. - М.: Высшая школа, 2002.

  3. Атлас конструкций узлов и деталей машин: под ред. О.А. Ряховского. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005.

  4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т. 2.», М.: Машиностроение, 2001.























11


Случайные файлы

Файл
132564.rtf
Chemistry_laba№2.doc
159558.rtf
book.doc
114838.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.