Расчет и конструирование гидромеханических преобразователей движения: Методические указания

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Донской государственный технический университет Кафедра «Основы конструирования машин»

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕЙ ДВИЖЕНИЯ

Методические указания

Ростов-на-Дону, 2002

Составитель:

кандидат технических наук, доцент Маньшин Ю.П.

УДК 621.83.061.1.001.24 (07) Расчет и конструирование гидромеханических преобразователей движения: Методические указания/ДГТУ. Ростов-на-Дону, 2002. 31 с. Методические указания предназначены для студентов специальности 121100 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» при выполнении ими курсовой работы по курсу «Основы конструирования машин». Методические указания могут быть использованы студентами других отделений при проектировании гидромеханических преобразователей движения. Приводятся алгоритмы проектирования при различных схемах механизмов, рекомендации по основам конструирования винтовых, реечных передач и их эскизы, ссылки на справочную литературу, стандарты, библиографический список основной литературы.

Печатается по решению методической комиссии конструкторского факультета.

Научный редактор

кандидат технических наук, доцент Андрющенко Ю.Е.

Рецензент доктор технических наук, профессор В.Е. Касьянов

©

Донской государственный технический университет, 2002

2

1. Исходные данные и объем проектирования Проектирование механических преобразователей вращательного движения в поступательное и обратных механизмов с гидроприводом, осуществляющих широкий диапазон движения технологических приводов, отвечает предложениям выпускающей кафедры специальности по разработке сквозного проектирования при переходе студентов к спецкурсам гидропривода и наиболее полно вводит их в систему конструирования и САПР механизмов. Для этой цели разработаны задания: Задание 1. Механизм позиционирования технологического приспособления (ТП). Механизм имеет на выходе горизонтальный ходовой винт, получающий поступательное движение от вращающейся грузовой гайки. К концу винта приложено сопротивление перемещению F ТП. Источник движения механизма гидромотор, передающий вращение через муфту и зубчатую коническую передачу, в ведомом вале которой закреплена грузовая гайка винтовой передачи. Задание 2. Механизм позиционирования ремонтной платформы. Механизм имеет на выходе грузовую гайку, получающую вертикальное поступательное движение от вращающегося грузового винта. Гайка жестко закреплена в грузовой колонне, перемещающейся вместе с гайкой, платформой и технологическим обектом массой m в направляющих опорах скольжения. Источник движения механизма - гидромотор, передающий вращение через муфту и червячную передачу, полый ведомый вал которой вращает грузовой винт. Грузовой винт фиксируется шлицевым отверстием червячного редуктора на нижнем конце, упорным подшипником качения, установленным на раму подъемника, и подвижной гайкой на верхнем конце. Задание 3 Механизм дистанционного регулирования клиновой задвижки гидропотока. Механизм имеет на выходе вертикальный грузовой винт, получающий поступательное движение от вращающейся грузовой гайки. К концу винта приложено сопротивление перемещению F клиновой задвижки. Источник движения механизма - гидромотор, передающий вращение через муфту и червячную передачу, в ведомом вале которой закреплена грузовая гайка винтовой передачи. Задание 4. Механизм позиционирования технологического приспособления (ТП). Механизм имеет на выходе зубчатую рейку, закрепленную на штоке, поступательно движущемся в направляющих втулках, к концу которого приложено сопротивление перемещения F ТП. Источник движения механизма - гидромотор, передающий вращение через муфту и зубчатую цилиндрическую передачу на зубчатое колесо реечной передачи. Задание 5. Гидромеханический усилитель судового руля. Механизм имеет на выходе вал руля (баллер) с ходом вращательного движения ϕ = 180 о,

3

Задание N 1

Спроектировать механизм позиционирования технологического приспособления 4, состоящий из основных узлов: 1. Гидромотор 2. Муфта упругая 3. Преобразователь коническо-винтовой с основными деталями: 3.2. Колесо зубчатое ведомое 3.1. Шестерня ведущая . . 3.3. Гайки ходовые, закрепленные в полом валу на резьбе для регулирования осевого зазора. 3.4. Винт ходовой, присоединяемый к ТП посредством штифта.

ТП

Объем задания: 1. Провести кинематический с силовой расчеты механизма и подобрать гидромотор. 2.Рассчитать размеры винтовой пары, конической зубчатой передачи и валов из условия износостойкости, прочности и долговечности. 3. Подобрать подшипники качения по динамической грузоподъемности. 4. Подобрать соединения преобразователя резьбовые, шпоночные, штифтовые, муфту. 5. Графическая часть размещается на 2 листах формата A1: -сборочный чертеж преобразователя, формат A1; -общий вид механизма, габаритный чертеж; -рабочие чертежи 2 деталей преобразователя, 2 формата A3. Т

Срок службы t год = 5 лет Коэфф. использ. в год К год = 0.7 Коэфф. использ. в сутки К сут = 0.6 ^└, м -макс. ход позиционирования F, кН, -усилие перемещения ТП v, м/с, -скорость перемещения ТП

момент

Исходные данные

0,7Т

время работы t

Вариант A, м

v, м/с F, кН

4

Задание Спроектировать механизм позиционирования ремонтной платформы 6, состоящий из основных узлов: 1. Гидромотор. 2. Муфта упругая. 3. Преобразователь червячно-винтовой с основными деталями: 3.1. Вал ведущий с червяком. 3.2. Колесо червячное со шлицевым отверстием ведомого вала. 3.3. Винт грузовой, опирающийся на упорный подшипник качения. 3.4. Гайка грузовая. 4. Колонна грузовая, вертикально перемещающаяся с гайкой и ремонтной платформой. 5. Опоры скольжения колонны. e-расчетный эксцентриситет груза относительно оси колонны. Fh-радиальная реакция опор колонны. Fv-осевая реакция опоры винта. Объем задания: 1. Провести кинематический и силовой расчеты механизма и подобрать гидромотор. Рассчитать размеры винтовой пары, червячной передачи из условий износостойкости, прочности и долговечности. 3. Подобрать подшипники качения по динамической грузоподъемности. 4. Подобрать соединения преобразователя резьбовые, шпоночные, шлицевые, муфту. 5. Графическая часть размещается на 2 листах формата A1: -сборочный чертеж преобразователя, формат A1; -общий вид механизма, габаритный чертеж; -рабочие чертежи 2 деталей преобразователя, 2 формата A3.

момент

Исходные данные Срок службы t год = 5 лет Коэфф. использ. в год К год = 0.7 Коэфф. использ. в сутки К сут = 0.6 Т h. м -макс. ход позиционирования v, м/с -скорость подъема m, кг -масса ремонтируемого объекта; массу подънимаемых частей платформы и колонны принять равнной m Размеры платформы и колонны принять:

время работы t

Вариант h, м v, м/с m, кг

5

Задание Спроектировать механизм дистанционного регулирования клиновой задвижки гидропотока 5, состоящий из основных узлов: 1. Гидромотор. 2. Муфта упругая. 3. Преобразователь червячно-винтовой с основными деталями: 3.1. Вал ведущий с червяком. 3.2. Колесо червячное с полым ведомым валом. 3.3. Гайка ходовая, закрепленная в отверстии вала для реверсивных нагрузок. 3.4. Винт ходовой, закрепленный в задвижке штифтом. 4. Уплотнение винта в гидрокамере. Объем задания: 1. Провести кинематический и силовой расчеты механизма и подобрать гидромотор. 2.Рассчитать размеры винтовой пары, червячной передачи из условий износостойкости, прочности и долговечности. 3. Подобрать подшипники качения по динамической грузоподъемности. 4. Подобрать соединения преобразователя резьбовые, шпоночные, штифтовые, муфту. 5. Графическая часть размещается на 2 листах формата A1: -сборочный чертеж преобразователя, формат A1; -общий вид механизма, габаритный чертеж; -рабочие чертежи 2 деталей преобразователя, 2 формата A3.

Ориентировочные размеры для проверки винта на устойчивость принять:

момент

Исходные данные Срок службы t год = 5 лет Коэфф. использ. в год К год = 0.7 Коэфф. использ. в сутки К сут = 0.6 A, м -макс. ход регулирования v, м/с -скорость перемещения задвижки F, кН -усилие перемещения задвижки Т 0,85Т

время работы t Вариант A, м

v, м/с F, кН

6

Спроектировать механизм позиционирования технологического приспособления 4, состоящий из основных узлов: 1. Гидромотор 2. Муфта упругая 3. Реечный преобразователь движения двухступенчатый с основными деталями: 3.1. Шестерня ведущая 3.2. Колесо зубчатое ведомое 3.3. Шестерня рейки 3.4. Рейка зубчатая, присоединяемая к ТП посредством штифта.

ТП

Объем задания: 1. Провести кинематический и силовой расчеты механизма и подобрать гидромотор. 2.Рассчитать размеры реечной и зубчатой передач, валов и штока зубчатой рейки из условия прочности и долговечности. 3. Подобрать подшипники качения валов по динамической грузоподъемности и опоры зубчатой рейки из условия износостойкости и допустимого нагрева. 4. Подобрать соединения преобразователя резьбовые, шпоночные, штифтовые, муфту. 5. Графическая часть размещается на 2 листах формата A1: -сборочный чертеж преобразователя, формат A1; -общий вид механизма, габаритный чертеж; -рабочие чертежи 2 деталей преобразователя, 2 формата A3. Т

Срок службы t год = 5 лет Коэфф. использ. в год К год = 0.7 Коэфф. использ. в сутки К сут = 0.6 A, м -макс. ход позиционирования F, кН, -усилие перемещения ТП v, м/с, -скорость перемещения ТП

момент

Исходные данные

0,7Т

время работы t

Вариант A, м

v, м/с F, кН

к 7

Задание N 5

Спроектировать гидромеханический усилитель судового руля 4 состоящий из основных узлов: 1. Гидроцилиндр 2. Реечный преобразователь движения двухступенчатый с основными деталями: 2.1. Рейка зубчатая. 2.2. Зубчатое колесо рейки. 2.3. Шестерня ведущая. 2.4. Колесо зубчатое ведомое. 3. Вал руля (баллер), вставляемый в полый вал преобразователя шлицевым концом.

Тр

а/2

Объем задания: Провести кинематический и силовой расчет механизма и подобрать гидромотор. 2.Рассчитать размеры реечной и зубчатой передач, валов и штока зубчатой рейки из условия прочности и долговечности. 3. Подобрать подшипники качения валов по динамической грузоподъемности и опоры зубчатой рейки из условия износостойкости и допустимого нагрева. 4. Подобрать соединения преобразователя резьбовые, шпоночные, шлицевые. 5. Графическая часть размещается на 2 листах формата A1: -сборочный чертеж преобразователя, формат A1; -общий вид механизма, габаритный чертеж; -рабочие чертежи 2 деталей преобразователя, 2 формата A3. Т

Срок службы t год = 5 лет Коэфф. использ. в год К год = 0.7 Коэфф. использ. в сутки К сут = 0.6 а=180 град -макс. угол поворота руля Тр, кНм -макс. момент на руле t, с -время поворота руля на 90 град.

момент

Исходные данные

0,7Т

время работы t

Вариант Тр, кНм t, с

8

Aлгоритм

выполнения расчетов двухступенчатых гидромеханических преобразователей движения Задание

Витовых Задание

Задание

Реечных Задание

Задание

Кинематические и силовые характеристики передач вращения Характеристики поступательного движения рейки Силы на грузовом винте

Силы в зацеплении зубч. кол. и рейки

Выбор гидроцилиндра

Расчеты преобразователя движения Винтового

Реечного

Параметры вращательного движения Гайки

Винта

Гайки

Реечного зубчатого колеса

Силовые и кинематические характеристики передач вращения Выбор гидромотора Расчеты передач вращения на ЭВМ Коническая

Червячная

Цилиндрическая

Ориентировочный расчет валов Эскизная компоновка преобразователя Ориентировочный выбор подшипников качения Проектный расчет валов на ЭВМ Проверка подшипников качения на ЭВМ Выбор муфт Выбор соединений

9

который шлицевым концом вставлен в полый ведомый вал преобразователя и нагружен моментом Тр . Источник движения механизма - гидроцилиндр, поступательно перемещающий зубчатую рейку, от которой вращается зубчатое колесо реечной передачи и далее через зубчатую цилиндрическую передачу вращение передается на баллер. При выполнении курсовой работы реализуются следующие задачи: - планирование этапов проектирования, выполнения чертежно конструкторской и текстовой документации техпроекта; - расчеты кинематических, энергетических и силовых параметров приводов; - проектирование реечных и винтовых преобразователей движения, передач зубчатых цилиндрических и конических, червячных. Расчеты на прочность и выбор конструктивных размеров из условий совместности деталей и получения заданных кинематических и силовых параметров. - разработка компоновочного чертежа 1 уровня сборочной единицы преобразователя движения на основе имеющихся прототипов; - расчеты и конструирование валов, подбор подшипников качения и скольжения с применением ЭВМ, конструирование подшипниковых узлов; - конструирование, подбор стандартизованных элементов и проверка прочности соединений резьбовых, шпоночных, шлицевых, примененных в проекте; - разработка компоновки 2 уровня, оформление сборочного чертежа преобразователя движения; - разработка компоновки и оформление чертежа общего вида привода в виде габаритного чертежа и технической характеристики привода; - разработка рабочих чертежей деталей преобразователя; - защита курсовой работы. Графическая часть предусматривает использование 2 листов формата А1, на которых размещаются общий вид, компоновочный чертеж сборочной единицы механизма, 2 взаимосвязанные детали механизма. Пояснительная записка оформляется в соответствии с ГОСТ 2.105-95 и ГОСТ 2.106-96 и содержит 35-40 страниц, включающих бланки титульного листа, технического задания, спецификаций, рукописный текст и распечатки расчетов на ЭВМ. 2. Расчеты винтовых преобразователей движения (задания 1, 2, 3) 2.1. Осевая сила на грузовом винте (задание 2) Горизонтальные реакции в радиальных опорах скольжения колонны при эксцентриситете e=0.1h массы груза

m,:

Fh =

mge h

, Н.

Силы трения в радиальных опорах колонны при подъеме:

Fтр = Fh f, Н, 10

где f = 0.12 - коэффициент трения скольжения материала вкладыша опоры (бронза, чугун, металлокерамика, пластмасса со смазкой) по стали. Вертикальная осевая нагрузка на грузовой винт Fx и (она же) реакция в упорном подшипнике грузового винта Fv с учетом трения в верхней и нижней Fx = Fv = M g + 2 Fтр,Н, опорах: где М = 2m - общая масса технологического обекта и платформы, кг. 2.2. Расчеты передачи винт-гайка Грузовой винт испытывает напряжения растяжения-сжатия (задания 1, 3) или постоянного сжатия (задание 2). Во всех случаях винты испытывают кручение моментом трения в резьбе, при сжатии на максимальном вылете существует опасность потери устойчивости. Грузовая гайка испытывает напряжения растяжения с кручением в поперечном сечении, напряжения среза в фиксирующих элементах. Основным критерием работоспособности винтовой пары является удельное давление между витками резьбы по условию износостойкости. Материалы винта и гайки. Для обеспечения антифрикционных свойств винтовой пары и основных критериев работоспособности по условиям прочности и износостойкости рекомендуется следующий подбор материалов. Материал грузового винта: вид материала - круглая горячекатаная сталь по ГОСТ 2590-71, марка -сталь 45 по ГОСТ 1050-89, предел текучести σT=360 МПа,

предел прочности σ В =610 МПа, модуль упругости E= 210000 МПа (для всех сталей); допускаемое напряжение растяжения-сжатия с коэффициентом запаса по

пределу текучести ST = 4 : [σ] = σT /4 = 360 / 4 = 80 MПа; при этом коэффициент запаса по пределу прочности:

SB = σ В / [σ] = 610 / 80 = 7.62;

Материал грузовой гайки: вид материала –пруток бронзовый по ГОСТ 1628-72, марка –БрАЖ9-4 по ГОСТ 18175-72,

предел прочности σ В = 550 МПа, допускаемое напряжение растяжения-сжатия по пределу прочности:

[σ] = σВ / SB = 550 / 7.62 = 72

MПа;

допускаемое напряжение среза:

[τср]= 0.6 [σ] = 0.6*72=43 МПа

11

Допускаемое удельное давление для пары трения сталь-бронза [ph]= 12 МПа Выбор типа резьбы Задание 1: для реверсивного механизма горизонтального позиционирования предпочтительна трапецеидальная резьба по ГОСТ 9484-73 с числом заходов z больше 1, что позволяет повысить КПД и снизить передаточное число преобразователя. Снижение показателя самоторможения для данного механизма несущественно. Рекомендуется число заходов z в диапазоне 2 – 4.

Угол наклона рабочих граней резьбы α = 150 . Задание 2: винт нагружен от платформы сжатием постоянного направления. Для устойчивого позиционирования по вертикали винт должен обладать свойством самоторможения. Рекомендуется резьба упорная по ГОСТ 10177-82, однозаходная (z = 1).

Угол наклона рабочей грани резьбы α = 30 . Задание 3: для реверсивного механизма вертикального позиционирования предпочтительна трапецеидальная резьба по ГОСТ 9484-73 . Для устойчивого позиционирования по вертикали винт должен обладать свойством самоторможения. Рекомендуется число заходов z = 1. Угол наклона рабочих граней резьбы α = 150 .

2.2.1. Расчеты и конструирование грузового винта По условию износостойкости средний диаметр резьбы d2 грузового винта :

d2 =

2 K h Fx πψ Hd [ p h ] , мм.

при значениях параметров: осевая сила на винте Fx = F для заданий 1 и 3; коэффициент неравномерности распределения давления между виткам резьбы стального винта и бронзовой гайки Kh=1.1-1.3, принимается Kh=1.2; коэффициент высоты гайки

принимается ψHd=2;

ψHd = H/d2 =

1.2-2.5 (H-высота гайки),

Стандартные параметры резьбы грузового винта находятся из справочника и записываются параметры: тип: упорная (ГОСТ 10177-82) или трапецеидальная (ГОСТ 948473), однозаходная или многозаходная - назначается число заходов резьбы z; 12

угол профиля 30 град., угол наклона рабочей грани профиля α (30 или 150); шаг наибольший p , мм, в диапазоне которого есть близкий к расчетному средний диаметр; диаметры наружный d , средний d2 , внутренний d1 , мм. Рекомендации по выбору остальных размеров винта на рис. 1. Рассчитываются параметры: Угол подъема винтовой линии:

zp ϕ = arctg πd 2

Угол трения приведенный:

f ρ = arctg Cosα , град.

, град.

Прежде чем остановиться на выбранных параметрах, необходимо проверить винт по критериям самоторможения, прочности и устойчивости.

Проверка условия самоторможения. Если ϕ < ρ, передача удовлетворяет условию самоторможения, ее размеры не требуют коррекции.

Если ϕ ≥ ρ, передача не удовлетворяет условию самоторможения, необходимо выбрать другую резьбу с близким (но не меньшим) d2 и меньшим шагом, после чего вновь проверить условие самоторможения. Проверка условия прочности Для стержня винта проводится в сечении, имеющем на нагруженном участке винта наименьший диаметр – по проточке диаметром d 3 для выхода резца при нарезании резьбы. Принять d 3 = d –1.5p . Момент трения в резьбовой паре:

Tр = 0.5 Fx d2 tg(ρ +ϕ),

Нмм.

Тр

Напряжения кручения по диаметру проточки винта:

Напряжения сжатия по диаметру проточки винта:

τ = 0.2d

3

, МПа.

3

4 Fx

σ = πd 2 3

, МПа.

Эквивалентные напряжения по диаметру проточки винта:

σe= σ 2 + 3τ 2

, МПа. Для проушины винта (задания 1, 3). Размеры проушины для крепления винта к ТП штифтом на рис 1. Напряжения растяжения проушины диаметром d п и толщиной а (см. рис.1), ослабленной отверстием под штифт d0 (см. раздел «Выбор соединений»)

1000 F σр = a(d − d ) , МПа. пр 0 13

dпр=1.5d

Задание

dпр=1.5d

Задание

Задание

1.2dп

dп

Размеры из компоновки

Задание 1

D=dм

Hм

Задание 3

D=dм

Dз=2d

Задание 2

Рис.1. Устройство и конструктивные соотношения ходовых (грузовых) винтов и гаек. 1. Гайка, закрепляемая в отверстии вала на резьбе. 2. Гайка, закрепляемая заплечиком. 3. Гайка круглая по ГОСТ 11871-73 для стопорения ходовой гайки. 4. Стопорная планка на 2 болтах.

14

Анализ напряжений винта. Если σe ≤ [σ] и σр ≤ [σ], винт удовлетворяет критерию прочности при сжатии с кручением, его размеры не требуют коррекции.

Если σe > [σ] или σр > [σ], винт не удовлетворяет критерию прочности, необходимо выбрать большие размеры (другую резьбу с большим d1, или dпр), после чего вновь проверить условие прочности. Проверка условия устойчивости.

Критическая сила сжатия винта Fкр из

π EI Fкр = ( µL) 2 2

условия устойчивости:

, Н,

где: коэффициент закрепления винта µ: задание 1: закрепление винта консольное в гайке и зафиксированный на оси

движения ТП шарнир, µ=0.7; задание 2: закрепление винта консольное внизу (упорный подшипник-полый

вал) и зафиксированный на оси движения гайки шарнир, µ=0.7; задание 3: закрепление винта шарнирное в гайке и зафиксированный на оси движения клиновой задвижки шарнир, µ=1 . момент инерции сечения по внутреннему диаметру винта:

πd 1 4

I= 64

, мм4;

максимальная длина винта между: гайкой и шарниром ТП (задание 1) L = 1.1А1000, мм; подшипником и гайкой (задание 2) L = 1.1h1000, мм; гайкой и шарниром (задание 3) L = l1000, мм; s у= Fкр / Fx Коэффициент запаса устойчивости: Анализ устойчивости винта. Допустимые значения коэффициента запаса устойчивости [s у ] ≥ 2.5 для вертикальных и [s у ] ≥ 4 для горизонтальных ходовых винтов при отсутствии возможности поперечных перемещений винта. Если s у < [s у ], винт не удовлетворяет критерию устойчивости, из условия устойчивости при нагрузке Fx находится необходимый момент инерции сечения винта:

I=

Fx ( µl ) 2 [ s y ]

π E 2

, мм4.

Необходимый внутренний диаметр резьбы из условия устойчивости:

15

d1 =

4

64 I

π

, мм,

по которому принимаются новые параметры резьбы грузового винта. Основные конструктивные соотношения ходовых винтов приведены на рис.1. Выбор размеров шлицевого конца винта по заданию 2 в разделе 9 «Выбор соединений». 2.2.2. Расчеты и конструирование грузовой гайки Высота гайки из условия износостойкости находится по заданному ранее

соотношению ϕHd=2; H = d2 ψHd, мм, и округляется до ближайшего большего целого, оканчивающегося на 0 или 5. После этого гайки должны быть сконструированы по условиям фиксации в направлении действия осевых нагрузок, момента трения в резьбе, стремящегося провернуть гайку в посадочном гнезде, прочности на растяжение гайки по наружному диаметру и фиксирующих элементов. Основные конструктивные соотношения грузовых гаек приведены на рис.1. Гайка для позиционирования ТП в горизонтальном направлении (задание 1) должна обеспечивать поддержание высокой точности в процессе длительной эксплуатации. Поэтому она состоит из 2 симметричных частей, вворачиваемых на крепежной мелкой резьбе в торцы полого вала. Резьба служит для фиксации частей гайки в осевом направлении и регулировки осевого зазора в грузовой резьбе по мере ее износа.. Для стопорения и предотвращения проворачивания применены гайки круглые по ГОСТ 11871-73. Для вращения частей гайки на их торцах предусмотрены радиальные шлицы для ключа по ГОСТ 16984-71 под гайку круглую. При реверсировании движения части гайки работают в обоих направлениях самостоятельно, откуда каждая из них имеет расчетную высоту H. Гайка для позиционирования ремонтной платформы в вертикальном направлении (задание 2) передает осевое усилие на торец колонны через заплечик высотой h. Для предотвращения проворачивания на заплечике профрезерованы лыски с 2 сторон, которые фиксируются 2 стопорными планками на болтах. Гайка для реверсивного перемещения клиновой задвижки (задание 3) закреплена в отверстии полого вала аналогично конструкции из задания 1, но без возможности регулирования осевого зазора. Реверсивное осевое усилие в одну сторону воспринимается наружной крепежной резьбой. Для стопорения и предотвращения проворачивания применена гайка круглая по ГОСТ 11871-73. Для вращения гайки на ее торце предусмотрены радиальные шлицы для ключа по ГОСТ 16984-71 под гайку круглую. Наружный диаметр гайки по условию прочности при растяжении. Наружный диаметр гайки конструктивно принимается соотношении к наружному диаметру ходовой резьбы D = 1.5 d. При этом разность D-d должна быть не менее 20 мм. В гайках закрепленных в валах метрическими резьбами диаметры наружный dм, 16

внутренний dм1 и шаг pм выбираются вместе с гайкой круглой по ГОСТ 11871-73. При этом D = dм . Напряжение растяжения в наименьшем поперечном сечении гайки : по заданиям 1 и 3 по заданию2

σ=

4 Fx

π (d M 1 2 − d 2 )

,

σ=

4 Fx π ( D 2 − d 2 ) , МПа

Напряжения кручения в тех же сечения

τ =

Tp d M 1 4

0,2(d M 1 − d 4 )

,

τ =

Tp D

0,2( D 4 − d 4 ) , МПа

σ 2 + 3τ 2 ,

Эквивалентные напряжения в тех же сечениях : σe=

МПа.

Анализ напряжений гайки. Если σe ≤ [σ], гайка удовлетворяет критерию прочности при растяжении с кручением, ее размеры не требуют коррекции.

Если σe > [σ], гайка не удовлетворяет критерию прочности, необходимо выбрать больший диаметр D, выбрать новые крепежные резьбы, после чего вновь проверить условие прочности. Длина свинчивания крепежных резьб гайки из условия прочности на срез (задания 1, 3). Напряжения среза в витках метрической резьбы на длине

свинчивания Hм

:

Fx τср = πd k H ≤ [τср ], м1 v м

где kv = 0.88 – коэффициент неполноты метрической резьбы. Отсюда необходимая длина свинчивания

Fx Hм ≥ πd k [τ ] , мм. м1 v ср

Проверка прочности упорного заплечика на срез (задание 2) Высота заплечика принимается конструктивно h = 0.25 d. Условие

Fx

τср = πDh ≤ [τср ]. Если условие прочности не выполняется, увеличивается высота h и проверка

прочности на срез при высоте заплечика h:

повторяется. Примечание: при увеличении диаметров по одному критерию все остальные критерии работоспособности так-же удовлетворяются, что видно из анализа соответствующих формул.

17

2.3. Параметры вращательного движения винтового преобразователя движения После расчетов новых углов подъема винтовой линии ϕ и трения ρ определяется новый момент трения в резьбовой паре:

Tр = 0.5 Fx d2 tg(ρ+ϕ), Нмм.

Момент трения в упорном подшипнике качения опоры винта(задание 2) или радиально-упорном подшипника полого вала (задания 1, 3) при ориентировочном диаметре дорожки тел качения dк=2d2: Tо = Fх fк dк / 2, Нмм, где fк = 0.04 - коэффициент трения качения. Момент вращения грузового винта (задание 2) или гайки (задания 1, 3): Tв = (Tр+Tо)/1000, Нм. Частота установившегося вращения грузового винта (задание 2) или гайки (задания 1, 3): nв=60 v 1000 / zp, об/мин Мощность для вращения грузового винта (задание 2) или гайки (задания 1, 3): Nв= T nв / 9550, кВт. 2.4. Кинематические и силовые характеристики передач вращения винтового преобразователя движения Передаточное число зубчатой конической передачи выбирается из диапазона u = 2-5. Передаточное число червячной передачи выбирается из диапазона u = 12-20. Частота вращения ведомых зубчатых и червячных колес совпадает с nв . Частота вращения на входе: (входом преобразователя в данном случае считается вал гидромотора, соединенный с быстроходным валом муфтой) nвх = nв u, об/мин. Крутящий момент на входе: задания 1, 3 : задание 2:

Твх = Tвых / (uηпηпк ηм), Нм, Твх = Tвых / (uηпη2пк ηм), Нм,

где ηпк , ηп , ηм –КПД подшипников качения ведущего вала, зубчатой конической или червячной передачи, муфты. Nвх= Tвх nвх / 9550, кВт . Мощность на входе: Мощность на выходе механизма: Nвых = Fv, квт, F – осевая сила, кН, на ходовом винте, по исходным данным для где заданий 1,3, Fx для задания 2, v – скорость, м/с, по исходным данным. Общий коэффициент полезного действия привода:

η = Nвых / Nвх

18

2.5. Выбор гидромотора По значениям nвх , Nвх , Tвх выбрать гидромотор, указать его тип, номинальные значения мощности Nм и крутящего момента Tм , рабочий диапазон частот вращения nм . Выбирается гидромотор, у которого: nм макс ≥nвх ≥nм мин , Tм ≥Tвх , Nм ≥ Nвх . 3. Расчеты зубчато-реечных преобразователей движения (задания 4, 5) 3.1. Силы в зацеплении зубчатого колеса и рейки (задание4) Окружная сила с учетом трения в опорах штока (рис. 2):

1000 F Ft = 1 − ftgα , Н, где:

F - заданное сопротивление передвижению, Н, f = 0.1 - коэффициент трения скольжения бронзы по стали в условиях

непрерывной смазки,

α = 20 град. - угол зацепления.

Радиальная сила:

Fr = Ft tgα , Н

Выполнить расчеты по разделу 3.7. "Расчеты зубчато-реечной передачи" 3.2. Параметры вращательного движения зубчатого колеса реечной передачи (задание 4) Крутящий момент на валу зубчатого колеса с учетом КПД подшипников качения ηпк:

Ft d 1

Tк = 2 *1000η

, Нм. пк

60v Частота вращения вала зубчатого колеса: nк = πd 1 , об/мин. Мощность на валу зубчатого колеса:

N к = Tк n к / 9550, кВт

3.3. Кинематические и силовые характеристики передач вращения преобразователя движения (задание 4) Передаточное число зубчатой передачи выбирается из диапазона u = 2-6.3. Частота вращения на входе: (входом преобразователя в данном случае считается вал гидромотора, соединенный с быстроходным валом муфтой) nвх = n к u, об/мин. Проверить попадание nвх в рабочий диапазон частот вращения гидромоторов. Если nвх не попадает в рабочий диапазон, необходимо изменить передаточное

19

т dш

Рис.2. Схема зубчато-реечной передачи. Рейка зубчатая. 2. Колесо зубчатое. 3. шток с пазом под зубчатую рейку. Опоры скольжения штока с пазами для прохода зубчатой рейки. Вариант крепления рейки в пазу штока. 6. Проушина штока для крепления к ТП (задание 4). Конец штока с резьбой для крепления гидроцилиндра (задание 5). 8. Вал зубчатого колеса.

dшт

1. 4. 5. 7.

линия впадин начальная линия линия выступов

0.5dшт

20

число или изменить число зубьев реечного колеса z1 , что приведет к изменению его диаметра и n к . Крутящий момент на входе:

Твх = Tк u ηзп ηпк ηм ,

Где ηпк , ηзп , ηм –КПД подшипников качения ведущего вала, зубчатой передачи, муфты. Nвх= Tвхnвх/9550, кВт . Мощность на входе: Мощность на выходе механизма: Nвых = Fv, квт, где F – сила на рейке, кН, v – скорость, м/с, по исходным данным. Общий коэффициент полезного действия привода:

η = Nвых / Nвх

3.4. Выбор гидромотора По значениям nвх , Nвх , Tвх выбрать гидромотор, указать его тип, номинальные значения мощности Nм и крутящего момента Tм , рабочий диапазон частот вращения nм . Выбирается гидромотор, у которого:

nм макс ≥nвх ≥nм мин , Tм ≥Tвх , Nм ≥ Nвх .

3.5. Кинематические и силовые характеристики механизма судового руля (задание 5) Передаточное число зубчатой передачи выбирается из диапазона u = 2 - 6.3. Угловая скорость на выходе: т.к. в исходных данных указано время поворота руля на угол π/2,

ωвых

=

π

2t

, 1/с

Частота вращения на выходе:

nвых =

30ω вых

π , об/мин Частота вращения вала реечного колеса: nвх = nвых u, об/мин. Максимальная мощность на выходе: Nвых= Tвых ωвых /1000, кВт , Tвых = 1000Тр , Нм . Тр – из исходных данных. где 2 Крутящий момент на валу реечного колеса: Тк=Tвых /(uηзпη пк), Нм, где ηпк , ηзп –КПД подшипников качения ведущего и ведомого валов,

зубчатой передачи. N к= T к nвх / 9550, кВт . Мощность на валу реечного колеса: Полный рабочий ход зубчатой рейки S, мм, выбирается в диапазоне 125 – 1250 мм, соответствующем рабочим диапазонам гидроцилиндров.

21

откуда диаметр начальной окружности зубчатого колеса реечной передачи для обеспечения хода

360S d1 = πuα , мм

Скорость движения зубчатой рейки, обеспечивающая заданный поворот руля

πd 1 n вх

за время t:

v = 60 *1000

, м/с

1000Tвых Ft = 0 . 5 d u , Н Окружная сила в зацеплении колеса и рейки: 1 Выполнить расчеты по разделу 3.7. "Расчеты зубчато-реечной передачи" Сила на конце зубчатой рейки: с учетом трения в опорах рейки где:

f=

Fр = Ft (1 + f tgα ) ,

Н, 0.12 - коэффициент трения скольжения бронзы по стали в условиях

непрерывной смазки, α = 20 град. - угол зацепления. Проверить попадание Fр в рабочий диапазон усилий гидроцилиндров на ходе втягивания, чтобы обеспечить его работу в обе стороны от прямого положения положения руля. Если Fр превышает возможности ГЦ, необходимо увеличить диаметр реечного колеса за счет снижения передаточного числа или увеличения хода рейки S. Мощность на входе: (под входом в данном случае понимается шток гидроцилиндра в месте его присоединения к штоку преобразователя движения) N вх = Fр v, квт, где Fр – сила на рейке, кН, v – скорость, м/с. Общий коэффициент полезного действия привода:

η = Nвых / Nвх

3.6. Выбор гидроцилиндра По значениям Fр, S, v выбрать гидроцилиндр, указать его тип, номинальные значения усилий Fц и рабочий ход Sц. Выбирается гидроцилиндр, у которого: Fц мин

≥ Fр , Sц ≥ S

.

3.7. Расчеты зубчато-реечной передачи (задания 4. 5, рис.2) Для проектирования принимается реечная передача прямозубая с исходным контуром по ГОСТ 13755-68, выполняемым по классам точности: колесо 7-В ГОСТ 1643-72, рейка 7-В ГОСТ 10242-73, нарезаемые без смещения инструмента. Конструктивное исполнение : рейка базовой поверхностью врезается в шток круглого сечения, который перемещается в бронзовых втулках-направляющих Материалы зубчатого колеса и рейки: Сталь 40Х по ГОСТ 4543-71 22

(легированная

конструкционная

сталь);

термообработка

минимальной твердостью HB = 230; предел текучести неограниченный предел контактной выносливости:

-

σT

улучшение

с

= 600 МПа;

σH lim b = 2 * HB + 70 = 530 МПа;

коэфф. безопасности по контактным напряжениям SH = 1.1, допускаемое контактное напряжение из условия неограниченного ресурса при номинальной

нагрузке: [σH] = σH lim b /SH = 482 МПа; максимальное допускаемое контактное напряжение из условия прочности при однократной максимальной нагрузке: [σH max] = 1.8σT = 1080 МПа; неограниченный предел выносливости при изгибе:

σF lim b = 1.8HB = 414 МПа;

коэфф. безопасности по напряжениям изгиба SF = 1.75, допускаемое напряжение изгиба из условия неограниченного ресурса при номинальной

нагрузке: [σF] = σF lim b/SF = 237 МПа; максимальное допускаемое напряжение изгиба из условия прочности при

однократной максимальной нагрузке: [σF max] = 2.7 * HB = 621 МПа; 3.7.1. Модуль зацепления зубчатого колеса и рейки:

m=

Ft K β Y F

ψ m [σ F ] , мм,

где:

Ft – окружная сила в зацеплении;

Kβ =

1-1,15 –коэфф. концентрации нагрузки при расположении зубчатого колеса на валу относительно опор симметричном-несимметричном ;

ψm

-коэфф. рабочей ширины зацепления для данной конструкции рейки выбирается из диапазона 2-4; YF - коэфф. формы зуба, выбирается в зависимости от числа зубьев колеса z1 из таблицы: 17 18 19 20 21 22 24 25 28 z1

YF

4,26

4,20

4,11

4,08

4,01

4,00

3,92

3,90

3,82

Число зубьев z1 предварительно выбирается в диапазоне 19-21 и может быть в дальнейшем скорректировано. Модуль, соответствующий ГОСТ 9563-80, выбирается ближайший больший из ряда: 1 ряд (предпочтительный): 1.0, 1.25, 1.5, 2, 2.5, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16. 2 ряд: 1.125, 1.375, 1.75, 2.25, 2.75, 3.5, 4.5, 5.5, 7, 9, 11, 14.

23

3.7.2. Проверка зацепления на контактные напряжения Рабочие контактные напряжения при номинальной нагрузке :

σH при значениях параметров: диаметр делительный: d1 = расчета , (задание 5),

= ZH ZM

Ft K β

bd1 , МПа.

m z1, мм, (задание 4) , или из кинематического

рабочая ширина зацепления: b = mψm , мм, коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ZH = 1.764, коэфф., учитывающий механические свойства материалов ZM = 275 Н0.5/мм,

Анализ проверки: если σH ≤ [σH], передача удовлетворяет критерию контактной выносливости, ее размеры не требуют коррекции, расчет продолжается по п. 3.7.3. Если σH>[σH], передача не удовлетворяет критерию контактной выносливости, для коррекции ее размеров необходимо рассчитать новый делительный диаметр зубчатого колеса из условия неограниченного ресурса по контактным напряжениям от номинальных нагрузок при значении параметра

ψbd = b/d1

из предыдущего расчета:

Z Z d1 = H M [σ H ]

Ft K β

ψ bd

, мм

Новое число зубьев колеса при сохранении уже выбранного модуля:

z1 = d1 / m,

и округляются до ближайшего большего целого.

3.7.3. Размеры зубчатого колеса и рейки (рис. 2): диаметр делительный: d1 = m z1 , мм; если в задании 5 диаметр d1 начальной окружности реечного колеса принят из кинематического расчета, число зубьев колеса : z1 = d1 / m , и округляются до ближайшего большего целого, после чего d1 уточняется по формуле диаметра делительного; диаметр выступов: da1 = m (z1 + 2), мм, диаметр впадин: df1 = m (z1 - 2.5), мм, рабочая ширина зацепления: b = mψm , мм, отсюда принимаются размеры ширины: рейки b2 = b, колеса b1 = b2 + 5 мм,

24

высота зуба зацепления h = 2.25

m , мм, полная высота рейки h2 ≥ h + b , мм, округляется до ближайшего большего

размера ряда Ra 40 нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69, базовая высота рейки h1 = h2 – m , мм. Рабочая длина зубчатой рейки: lр = A 1000, мм. (задание 4), lр = S , мм. (задание 5), Полная нарезанная длина зубчатой рейки с учетом прохода ее через пазы опорных втулок штока определяется из компоновки. Примечание: увеличение размеров зацепления в процессе дальнейшего конструирования (при необходимости) не снижает ресурса передачи по всем критериям работоспособности. Силы в зацеплении рейки и колеса (уточнение для задания 5) Окружная сила:

Ft =

2Tвх d1

, Н . Радиальная сила:

Fr = Ft tgα , Н.

Размеры штока, несущего зубчатую рейку (рис.2) Диаметр штока толкателя по условию врезания в него зубчатой рейки с допустимым ослаблением сечения: dшт = 3b мм; dшт округляется до ближайшего большего четного целого значения. Выбирая глубину врезания зубчатой рейки в шток руководствоваться следующими условиями: глубина врезания должна быть не менее 5 мм; межосевое расстояние а штока и зубчатого колеса должно соответствовать ряду Ra 40 нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69; линия впадин зубьев рейки должна отстоять от окружности диаметра штока dшт не менее чем на 1 мм. Для обеспечения этих условий допускается увеличивать высоту рейки b2 . Напряжения растяжения проушины штока (задание 4). При растяжении штока, ослабленного фрезеровкой на толщину 0.5d2 и отверстием d0 под штифт (см. раздел «Выбор соединений»), напряжения растяжения:

1000 F

σр = 0,5d (d − d ) , МПа. шт шт 0 при значениях параметров:

материал штока Сталь 45 ГОСТ 1050-89 с пределом текучести σT=360 МПа; допускаемое напряжение растяжения с коэффициентом запаса 4:

[σр] = σT / 4,

MПа;

Диаметр резьбы (задание 5) для присоедонения штока к гидроцилиндру выбирается по гидроцилиндру.

25

Напряжения растяжения штока гидроцилиндра по внутреннему диаметру резьбы dц1 : Анализ проверки: если

4 *1000 F σр = πd 2 , МПа. ц 1

σр ≤ [σр],

детали удовлетворяют критерию

прочности при растяжении, их размеры не требуют коррекции. Если σр>[σр], детали не удовлетворяют критерию прочности при растяжении, диаметр штока необходимо увеличить (выбрать ГЦ с большей присоединительной резьбой) и вновь проверить условие прочности. 4. Расчеты передач вращения 4.1. Расчеты зубчатых цилиндрических и конических передач преобразователя (задания 1, 4, 5). Зубчатая передача является первой ступенью преобразования движения от гидромотора (задание, 4) и второй ступенью преобразования движения от гидроцилиндра (задание 5). Если наибольшая частота вращения nвх ≤ 100 об/мин, цилиндрическая передача принимается прямозубой, если частота вращения nвх >100 об/мин , она принимается косозубой с начальным углом наклона зуба ß=160 . Коническая передача проектируется прямозубой. Используются стандартные алгоритмы проектного расчета передач редуктора на контактную выносливость, с проверкой зубьев по напряжениям изгиба. Расчеты могут быть выполнены по методической и справочной литературе или в диалоговом режиме на ЭВМ. При любом способе расчета необходимо выполнить следующие действия: Выбрать материалы зубчатых передач, и их термообработку. Может быть применен тот же вариант материалов, что и для зубчато-реечной передачи. В другом варианте для снижения размеров передачи шестерня и колесо изготавливаются из стали легированной марки Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71. Теомообработка – поверхностная закалка зубьев ТВЧ на глубину 1.8-2 мм, твердость активных поверхностей зубьев HRC 50, предел прочности 920 Мпа, предел текучести 750 Мпа. Используя график нагрузки, рассчитать допускаемые напряжения из условия контактной выносливости и выносливости при изгибе, а также максимальные допускаемые напряжения из условия прочности при максимальной однократной нагрузке. Исходные данные для расчета зубчатой передачи: Мощность на ведущем валу передачи Nвх , квт. Частота вращения ведущего вала nвх , об/мин. Передаточное число u Число зубьев шестерни z из ряда 17, 19, 21, 23, 25, 27 Допускаемые напряжения изгиба шестерни [σFP1], МПа

26

Допускаемые напряжения изгиба колеса [σFP2], МПа Допускаемые контактные напряжения колеса [σHP2], Мпа Коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба Кβ выбирается из диапазона 1- 1.17 при расположении цилиндрических зубчатых колес на валах относительно опор симметричном - несимметричном . Для конических колес Кβ из диапазона 1.12-1.42. Параметр относительной ширины цилиндрической передачи ψbd выбирается из диапазона 0.2 – 0.4. Параметр относительной ширины конической передачи Кbе = 0.1- 0.3. В результате расчета получаются основные размеры зубчатых колес передачи и силы, действующие в зацеплении. 4.2. Расчеты червячных передач преобразователя (задания 2, 3) Червячная передача является первой ступенью преобразования движения от гидромотора. Используются стандартные алгоритмы проектного расчета передач редуктора на контактную выносливость, с проверкой зубьев по напряжениям изгиба. Расчеты могут быть выполнены по методической и справочной литературе или в диалоговом режиме на ЭВМ. При любом способе расчета необходимо выполнить следующие действия: Выбрать материалы червячной передач. Червяк рекомендуется изготавливать из стали легированной марки Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71. Термообработка – поверхностная закалка витков ТВЧ на глубину 1.8-2 мм, твердость активных поверхностей витков HRC 50. Зубчатый венец колеса рекомендуется изготавливать из бронзы марки БрОЦС 5-5-3 ГОСТ 5017-74, с пределом текучести σт = 90 Мпа, и пределом прочности σв =160 МПа. Такая пара материалов допускает достаточно широкий диапазон скоростей относительного скольжения vс = 4-10 м/с. Используя график нагрузки, рассчитать допускаемые напряжения из условия контактной выносливости и выносливости при изгибе, а так же максимальные допускаемые напряжения из условия прочности при максимальной однократной нагрузке. Исходные данные для расчета червячной передачи: Мощность на ведущем валу передачи Nвх , квт. Частота вращения ведущего вала nвх , об/мин. Передаточное число u Число заходов червяка из zч из диапазона 1-4, рекомендуется 2 Число модулей в диаметре червяка из ряда 8, 10, 12.5, 14, 16, 16, 20 Допускаемые напряжения изгиба колеса [σFP2], МПа

27

Допускаемые контактные напряжения колеса [σHP2], Мпа Коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба Кβ выбирается из диапазона 1- 1.1 В результате расчета получаются основные размеры червяка, червячного колеса и силы, действующие в зацеплении. 4.3. Ориентировочные расчеты валов Ориентировочные расчеты валов выполняются в форме определения диаметра вала из условия прочности на кручение по заниженным допускаемым напряжениям кручения для учета совместного действия изгиба и кручения:

1000T 3 do = 0.2[τ ] , мм , кр где [τкр] = 20 – 25 Мпа – допускаемые напряжения. 5. Компоновка преобразователя Компоновка – этап эскизного проектирования, на котором детали преобразователя располагаются в рабочем положении, обеспечивающем функционирование механизма. В процессе компоновки возможна коррекция расчетных размеров по условиям совместности деталей, минимизации размеров, обеспечения собираемости деталей и смазки узлов трения. Выполнение этих условий означает нормальное зацепление передач, отсутствие врезания соседних передач друг в друга и валы, сокращение до минимально допустимых пределов зазоров между деталями передач и корпусом. Прототипом преобразователя служат конструкции стандартных редукторов. При компоновочной разработке валов их конструктивные размеры назначаются от концов под подшипники или муфты к середине, при этом размеры должны быть не меньше расчетных. Концы валов, стыкующиеся с гидромоторами должны иметь одинаковые с ними посадочные диаметры и длины. Перед назначением диаметров опорных участков необходимо выбрать тип подшипников качения, ориентировочно легкой серии диаметров, а также манжетные уплотнения сквозных крышек. При разработке полых ведомых валов, в отверстиях которых размещаются грузовые гайки (задания 1, 3) или шлицевые концы валов (задания 2, 5) рекомендуются ориентировочные соотношения: внутренний диаметр вала равен наружному диаметру шлицов или наружному диаметру нарезанной части грузовой гайки D; наружный диаметр вала принимается 1.3 – 1.35 от его внутреннего диаметра, при этом минимальная разность между наружным и внутренним диаметрами должна быть не менее 16 мм, чтобы шпоночное соединение с зубчатым колесом не давало чрезмерного местного ослабления вала. 28

При обеспечении условия неврезания передач, диаметры зубчатых колес могут быть увеличены пропорциональным увеличением числа зубьев без изменения принятого модуля и передаточного числа. При этом прочность передач увеличивается, повторной проверки прочности не требуется. Компоновку удобно выполнять на миллиметровке, предпочтительные масштабы 1:1, 1:2. Формат не регламентируется, оформления по ЕСКД не требуется. Допускается упрощенное изображение зубчатых колес, подшипников, манжет, устройств смазки без разработки разрезов. На компоновке желательно проставление максимального количества размеров, которые облегчат выполнение сборочного чертежа и запись характеристик выбранных стандартных изделий и элементов (подшипников, манжет, резьб, крепежных деталей и т.п.). Обязательно проставляются на компоновке размеры: габаритные, базовые (межосевые, их привязка к габаритам, высоты осей над плоскостью опоры), присоединительные (диаметры и длины концов валов, диаметры присоединительных отверстий, расстояния между ними, их привязка к базовым осям, размеры опорной части корпуса преобразователя), посадочные (в сопряжениях деталей друг с другом). Расчетные размеры зубчатых и червячных зацеплений проставляются с точностью до сотых, остальные размеры выбираются в соответствии с рядом Ra 40 нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69. 6. Проектный расчет валов Проектный расчет валов на совместное действие кручения и изгиба выполняется на ЭВМ. При вводе расчетной схемы расстояния между опорами, передачами, вылеты концов берутся из компоновки. Нагрузки берутся из расчетов передач. Рекомендуемый материал валов, выполняемых отдельно от зубчатых колес Сталь 45 ГОСТ 1050-89, термообработка – нормализация, допускаемые напряжения изгиба, в зависимости от диаметра вала в диапазоне [σ и ] = 50 – 70 Мпа В результате расчета получаются расчетные диаметры в различных сечениях вала, распределение изгибающих и крутящих моментов по длине вала, реакции опор вала. Если расчетные диаметры не превышают конструктивные, полученные на компоновке, размеры валов не корректируются. 7. Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности Проводится на ЭВМ в виде проверки ориентировочно выбранных при компоновке подшипников. Нагрузки на подшипники берутся из проектного расчета валов (максимальные опорные реакции, осевые силы). Частота вращения – из кинематического расчета. Долговечность подшипника выбирается в диапазоне 3000 – 6000 час и должна быть кратной ресурсу привода : th = 365 tгод Кгод 24Ксут , час , т.е. предусматривается возможность смены подшипников при ремонтах через кратные th периоды времени.

29

Если расчетная динамическая грузоподъемность С не превышает каталожную С выбранного подшипника, коррекции типоразмера не требуется. В противном случае выбирается более тяжелая серия диаметров (легкая широкая, средняя, средняя широкая, тяжелая) без изменения посадочного диаметра вала и проверка повторяется. Результатом выбора является запись стандартного обозначения, допустимых значений параметров подшипника по катологу, габаритных и посадочных размеров. 8. Подбор муфт Гидромотор соединяется с ведущим валом преобразователя движения посредством муфты. Рекомендуется выбрать муфту упругую втулочно – пальцевую типа МУВП по ГОСТ21424-75. Муфта выбирается по условиям: Диаметры соединяемых валов должны попадать в диапазон посадочных отверстий муфты. Допустимый для муфты крутящий момент должен быть выше передаваемого крутящего момента. Допустимая частота вращения муфты должна быть выше частоты вращения соединяемых валов. Результатом выбора является запись стандартного обозначения, допустимых значений параметров муфты по катологу, габаритных и посадочных размеров. 9. Выбор соединений Штифтовое соединение на выходе преобразователя применено в заданиях 1, 3, 4 для соединения штока или винта с ТП. Материал штифта Сталь 45 по ГОСТ 1050-89 с пределом текучести

σT

= 360 МПа; допускаемое напряжение среза с коэффициентом запаса 4:

[τср] = 0.6σT / 4, Mпа .

Диаметр штифта при срезе штифта по 2 плоскостям:

d0 =

4 F1000 2π [τ ср ] , мм

После расчета диаметра штифт цилиндрический выбирается и обозначается по ГОСТ 3128-70. Диаметр d0 не менее 10 мм. Длина штифта ориентировочно получается из компоновки и округляется до ближайшего значения из стандартного ряда. Шпоночные соединения применяются во всех соединениях валов с муфтами и зубчатыми колесами для передачи крутящего момента. Зубчатые колеса с малым числом зубьев (шестерни), у которых расстояние от вала до впадины зуба мало: 0.5 (df – dвала) ≤ 3m , нарезаются непосредственно на валу (вал-шестерня). Поперечные размеры шпонок призматических и их обозначение по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки определяется из расчета на смятие и принимается

30

ближайшей большей из стандартного ряда. Посадочные длины полумуфт и ступиц зубчатых колес должны быть на 5-10 мм длиннее шпонок. Шлицевое соединение ведомых валов преобразователей применено в заданиях 2 и 5. При выборе стандартных размеров соединения следует иметь в виду, что внутренний диаметр соединения должен быть не меньше диаметра конца вала, рассчитанного по крутящему моменту (см раздел «Ориентировочные расчеты валов»). Рекомендуется выбирать и обозначать прямобочные шлицевые соединения по ГОСТ1139-58 с центрированием по наружному диаметру и боковым сторонам шлицов. Прочность выбранного соединения проверяется расчетом по напряжениям смятия. Несущие резьбовые соединения, предназначенные для закрепления и стопорения грузовых гаек в полых валах, применены в заданиях 1 и 3. После выбора размера крепежной резьбы и проверки ее прочности (в разд. расчеты винтового преобразователя движения п. 2.2.2) выбираются гайки круглые по ГОСТ 11871-73, которые комплектуются со стопорными многолапчатыми шайбами по ГОСТ 11872-73, для которых на резьбе должна фрезероваться канавка. Размеры резьбовых соединений корпуса (фундаментные, стяжные и уплотнительные крышки и корпуса преобразователя, крышек подшипников) выбираются по конструктивным рекомендациям. Каждая крепежная группа должна содержать болт по ГОСТ 7796-70 , гайку по ГОСТ 5915-70 (или внутреннюю резьбу в детали) и шайбу пружинную по ГОСТ 6402-70 для предотвращения самоотвинчивания. Литература 1. Андросов А.А., Спиченков В.В., Андрющенко Ю.Е. Основы конструирования машин: Учеб. пособие / ДГТУ, Ростов-на-Дону. 1993. — 168 с. 2. Основы конструирования и САПР: Методические указания к курсовой работе. Кинематическая, энергетическая и габаритная разработка оптимального варианта механической системы (Ю.П. Маньшин, А.Г. Дьяченко, ДГТУ, 1996 3. Основы конструирования механизмов. Методические указания к курсовой работе. Части 1 и 2 (Ю.П Маньшин, ДГТУ, 1998) 4. Гидравлическое оборудование для металлообрабатывающих станков.Части1-3.Каталог-справочник.М.:Машиностроение, 1964. 5. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Учебносправочное пособие.М:Машиностроение, 1984. 6. Приводы машин. Справочник. /Под ред. В.В.Длоугого. Л. : Машиностроение, 1982. 7. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.:Машиностроение, в трех томах, 1991, 1980. 8. Перель Л.Я. Подшипники качения. Справ-к. Л. : Машиност., 1983. 9. Детали машин. Атлас конструкций./Под ред. Д.И. Решетова в 2 томах. М.:Машиностроение,1992.

31

Составитель: Маньшин Ю.П.

Расчет и конструирование гидромеханических преобразователей движения Методические указания к курсовой работе

Редактор Литвинова А.А. ЛР № 020639 от 26.04.96. В набор __.__.2000 Офсет. Формат 60×84/16. Объем ___ Бумага тип № 3. Заказ №

Тираж

В печать усл. п. л., Цена

___

28.06.99 уч.-изд. л.

р.

Издательский центр ДГТУ Адрес университета и полиграфического предприятия: 344010, Ростов н/Д, пл. Гагарина, 1.

32

33