Конструкторско-технологическое обеспечение прочности резьбового соединения пальца с гайкой трака гусеничной техники военного назначения

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

УДК 621. 882:623. 438. 3
А. П. МОРГУНОВ щ Д. В. ПОГОДАЕВ «
Омский государственный технический университет
КОНСТРУКТОРСКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЕ ОБЕСПЕЧЕНИЕ ПРОЧНОСТИ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ ПАЛЬЦА С ГАЙКОЙ ТРАКА ГУСЕНИЧНОЙ ТЕХНИКИ ВОЕННОГО НАЗНАЧЕНИЯ___________________________
В данной статье рассматривается конструкция гайки с поднутрением, применяемая в резьбовом соединении палец-гайка трака гусеничных машин. Приведены расчёты распределения нагрузки по виткам, распределения напряжений. Применение гайки с поднутрением позволяет повысить прочность соединения.
Ключевые слова: трак, палец, гайка, резьбовое соединение.
Известно, что в современных военных гусеничных машинах (ВГМ) при движении с максимальной скоростью около 50% развиваемой двигателем мощности затрачивается в гусеничном движителе [1]. Результаты эксплуатации ВГМ свидетельствуют о том, что одним из слабых звеньев ходовой части является соединение траков гусеничного движителя с помощью пальца (рис. 1), а именно несущей способности резьбового соединения палец-гайка.
На рис. 2, 3 представлены существующие конструкции с улучшенным распределением нагрузки между витками резьбы [2].
Для обеспечения прочности резьбового соединения палец-гайка необходимо учитывать распределение нагрузки между витками резьбы, рассмотрим соединение типа стяжки (рис. 4) [2]:
ФУ
ОП2
№ 11(тН)
сЩтг) сЬ. (т{Н —
¦г))
ЕбРб
Ег? г
(1)
причем в зависимости от соотношения жесткости тел болта и гайки максимальное напряжение будет либо в сечении z = 0, либо в сечении z = H.
При практическом выполнении соединения типа стяжки нецелесообразно стремиться к увеличению площади охватываемой детали, так как это приведет к снижению прочности соединения.
Распределение нагрузки по виткам резьбы в резьбовых соединениях винт-гайка нельзя считать удовлетворительным в связи с тем, что максимальная величина нагрузки находится в контакте последнего витка резьбы гайки. Кроме того, зачастую в процессе изготовления происходит наводоражи-вание структуры материала пальца в местах резьбового соединения, что приводит к уменьшению несущей способности участка пальца в месте контакта гайки с витком до критической, происходит разрушение — отрыв конца пальца вместе с гайкой [3].
Распределение нагрузки между витками можно охарактеризовать эпюрой распределения осевых сил по высоте резьбы (рис. 5) [2].
д (г) =
сЮ (г)
с1г
(2)
где Q (z) — сила, растягивающая стержень болта или сжимающая тело гайки в сечении z:
0(г) = ]д (г)с!г
(3)
Записав уравнение совместности перемещения тел болта, гайки и витков резьбы и выразив входящее в это уравнение перемещения через силовые факторы, для стержневой модели соединения получим дифференциальное уравнение
д"-?д (г) = 0, У
(4)
здесь в — коэффициент, характеризующий податливость тел болта и гайки.
(5)
Еб^б Е гі7!
Г1Т
где Еб и Ет — модули упругости материалов болта и гайки- Fб и Fг — площадки поперечных сечений тел болта и гайки- у — коэффициент, характеризующий податливость витков резьбы болта и гайки,
Рис. 1. Палец трака
Рис. 2. Способы улучшения распределения нагрузки между витками резьбы с помощью гаек растяжения
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013
а)
Рис. 3. Конструкции с улучшенным распределением нагрузки между витками резьбы: а — сжато-растянутая гайка, ^Д=1- б — гайка с поднутрением, h/d=0,47- в — гайка со скошенными витками- г — болт со скошенными витками
Рис. 7. Гайка с поднутрением
(6)
где Х*б и Х*г — безразмерные коэффициенты, зависящие от геометрических параметров соединения: р — шаг резьбы, / - проекция боковой поверхности витка на плоскость, перпендикулярную оси г.
Решение уравнения (4) для соединения типа болт-гайка с учетом граничных условий имеет вид:
д (г) =
От
єЩтН)
сЛ (піг),
где т=1-
(7)
(8)
Из соотношения (5) следует, что в болтовом соединении нагрузка на витки возрастает от верхних витков к нижним по закону гиперболического косинуса (рис. 5б).
Нагрузка на отдельные витки:
г+Р
= /?(г)йг.
(9)
Конструктивно улучшить распределение нагрузки между витками можно путем увеличения податливости витков у и уменьшения податливости тел болта и гайки соответственно при растяжении и сжатии р. Последнее может быть достигнуто введением в соединение резьбовой спиральной вставки, применением гаек растяжения (рис. 2) и другими методами (рис. 3).
Влияние концентрации напряжений на прочность учитывают теоретическим коэффициентом концентрации напряжений:
(10)
где атах — максимальное растягивающее напряжение в зоне концентрации, аном — номинальное напряжение в сечении по внутреннему диаметру резьбы.
На рис. 6 приведены результаты численного расчета напряжений во впадинах соединения с резьбой М10 при высоте гайки Н=0^ и радиусе скругления во впадинах резьбы Л = 0,108Р. Наибольшие напряжения действуют во впадине под первым рабочим витком, а максимальные напряжения на контуре концентрируются не в центре впадины, а в точке, смещенной к рабочей грани. Последнее связано с тем, что во впадинах имеет место концентрация напряжений от общего потока растягивающих усилий
и от изгиба витка. Напряжения во впадине под вторым рабочим витком почти в 3 раза ниже, чем под первым витком из-за разгрузки.
Можно использовать следующую приближенную зависимость для вычисления теоретического коэффициента концентрации напряжений в резьбовом соединении типа болт-гайка:
(11)
Расчеты показывают, что концентрация напряжении в соединении может быть снижена на 20% простым увеличением радиуса скругления от Ятт = 0,108Р (по ГОСТ 9150–81) до Ятт = 0,114Р при Ятах = 0,18Р.
Предлагаемая конструкция гайки с поднутрен-нием (рис. 7) позволяет обеспечить распределение нагрузки по виткам практически равномерно от первого и до последнего витка, что существенно повышает прочность резьбового соединения палец — гайка [4].
Повышение прочности резьбового соединения в паре «палец — гайка» является актуальной инженерной проблемой, решение которой позволит сократить количество техники вышедшей из строя и снизить затраты на ремонт.
Дальнейшие исследования технологического обеспечения прочности винтового соединения направлены на оценку влияния формы выемки и угла р на распределение нагрузки, достижения технологичности конструкции и экономической целесообразности разработки технологических методов изготовления гайки.
Библиографический список
1. Исаков, П. П. Теория и конструкция танка. В 10 т. Т. 6. / П. П. Исаков — под ред. П. П. Исакова // Вопросы проектирования ходовой части военных гусеничных машин. — М.: Машиностроение, 1985. — 243 с.
2. Биргер, И. А. Расчет на прочность деталей машин: справ. / И. А. Биргер, Б. Ф. Шорр, Г. Б. Иосилевич. — 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1993. — 640 с.
3. Моргунов, А. П. Конструкторско-технологическое обеспечения прочности резьбового соединения пальца трака гусеничной машины / А. П. Моргунов, Д. В. Погодаев, А. П. Дягилев // Динамика систем, механизмов и машин: материалы VIII Междунар. науч. -техн. конф. — Омск: Изд-во ОмГТУ, 2012. — Кн. 5. — С. 16−18.
4. Моргунов, А. П. Анализ существующих методов конструкторско-технологического обеспечения несущей способ-
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013
ности резьбового соединения пальца с гайкой трака танка / А. П. Моргунов, Д. В. Погодаев, Р. О. Светлов // Динамика систем, механизмов и машин: материалы VIII Междунар. науч. -техн. конф. — Омск: Изд-во ОмГТУ, 2012. — Кн. 5. — С. 13−16.
МОРГУНОВ Анатолий Павлович, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий ка-
федрой «Технология машиностроения». ПОГОДАЕВ Денис Викторович, начальник учебной части, заместитель начальника военной кафед ры.
Адрес для переписки: denispogodaev@mail. ru
Статья поступила в редакцию 07. 12. 2012 г.
© А. П. Моргунов, Д. В. Погодаев
уДК 62 567 1 Б. Г. ЦЫСС
M. Ю. СЕРГЛЕБЛ
Oмский государственный технический университет
OПТИMИЗАЦИЯ ПАРАMЕТРOВ KOРАБЕЛЬНOГO РЕЗИНOMЕТАЛЛИЧЕCKOГO ЛMOРТИЗЛТOРЛ
MЕТOДOM KOHE4HblX ЭЛЕMЕНТOБ
Проведено исследование предложенной конструкции резинометаллического амортизатора с регулируемыми (изменяемыми) техническими характеристиками. На основе определения методом конечных элементов напряженно-деформированного состояния, реализованного в программе SolidWorks Simulation 2009 проведена оптимизация его геометрических параметров.
Ключевые слова: резинометаллический амортизатор, напряжения, перемещения, нагрузочная характеристика, жесткость, деформации.
Корабельные резинометаллические амортизаторы предназначены для упругого крепления судового оборудования, механизмов и их защиты от внешних вибраций и ударов. Общим недостатком всех известных резинометаллических амортизаторов можно отметить тот факт, что они не позволяют изменять их технические характеристики (величины просадки, жесткости и частот собственных колебаний) в широком диапазоне. В связи с этим становится актуальным вопрос разработки резинометаллического амортизатора, который был бы лишен этих недостатков.
Целью настоящей работы является исследование предложенной конструкции резинометаллического амортизатора с регулируемыми (изменяемыми) техническими характеристиками [1], оптимизация его геометрических параметров на основе определения методом конечных элементов напряженно-деформированного состояния, реализованного в программном пакете SolidWorks Simulation 2009 [2].
Конструкция корабельного резинометаллического амортизатора в исходном положении представлена на рис. 1.
Резинометаллический амортизатор (рис. 1) содержит два упругих элемента 1, установленных под углом один к другому, закрепленных на основании 2 и опоре 3, которые, в свою очередь, кинематически связаны между собой болтом 4, которым осуществляют предварительную нагрузку амортизатора. Упругие элементы 1 шарнирно смонтированы на основании 2 с помощью осей вращения 5 и крон-
штейнов 6, закрепленных на пластинах 7 упругих элементов 1, а также кронштейнов 8, закрепленных на основании 2.
Для изменения кинематики амортизатора и, следовательно, его технических характеристик на кронштейнах 6 и 8 выполнены пазы 9 и 10, а на основании 2 — монтажные наклонные поверхности 11, параллельные конусной поверхности 12.
В процессе нагружения упругие элементы 1 деформируются следующим образом. В зоне «а» от верхнего края до оси вращения 5 упругий элемент подвергается деформациям сжатия и сдвига, а в зоне «Ь» — деформациям растяжения и сдвига. Причем процент деформации каждой зоны упругого элемента увеличивается прямо пропорционально расстоянию от оси вращения 5.
Резинометаллический амортизатор в рабочем положении приведен на рис. 2.
Амортизатор изготовлен из углеродистой стали с физико-механическими характеристиками, приведенными в табл. 1. Резиновый массив изготовлен из резиновой смеси с физико-механическими показателями, приведенными в табл. 2.
Согласно техническим требованиям, предъявляемым к амортизатору, необходимо обеспечить его просадку в диапазоне от 4 мм до 6 мм при нагрузке (588,4 — 784,5 Н), а также собственную частоту колебаний в диапазоне от 3 до 7 Гц.
На изменение жесткости амортизатора существенное влияние оказывает величина зоны «Ь». Примем значения Ь равными 30, 20, 15 мм и опреде-

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой