Оценка безопасности конструкции при несимметричной установке автомобиля

Вычислим требуемую мощность электродвигателя:(2) кВтВыбираем электродвигатель: Исходя из рассчитанной мощности, выбираем электродвигатель марки 4ААМ50В4ЕЭ, с развиваемой максимальной мощностью 0,9 кВт и частотой вращения приводного вала nэд = 750 мин –1 [3].Определим передаточное число червячного редуктора:(3)Обороты на валах привода:(4) мин –1; мин –1.Угловые скорости на валах привода:(5) с –1; с –1.Крутящие моменты на валах привода:(6) Н·м(7) Н·м2.1.2 Расчёт червячной передачиСкорость скольжения в зацеплении:(8) м/сВыбор материала шестерни:В качестве материала червяка выбираем сталь 40Х с закалкой по сечению (σВ = 1500 Н/мм2, σ-1= 650 Н/мм2, HRC = 50, [σ]F = 380 Н/мм2, [σ]Н = 900 Н/мм2) [3, 4].Выбор материала колеса:В качестве материала червячного колеса выбираем серый чугун СЧ15 ([σ]ВН = 280 Н/мм2, HВ = 241), т.к. скорость скольжения менее 3 м/с [3, 4].Допускаемое контактное напряжение в зацеплении:(9) Н/мм2.Коэффициент долговечности: , где(10), тогда(11)Допускаемое напряжение изгиба:, где(12), тогда(13) Н/мм2 Н/мм2.Расчёт геометрических параметров передачи:Межосевое расстояние:(14) мм.Число витков червяка:По стандарту ГОСТ 19672-74 принимаем z1черв = 2 [3].Число зубьев червячного колеса:(15)Модуль зубьев червячной передачи:По ГОСТ 19672-74 принимаем из ряда стандартных значений m = 1 [3].Диаметр червяка:По ГОСТ 19672-74 и из конструктивных соображений принимаем диаметр червяка равный dе1черв = 50 мм [3].Делительный диаметр червячного колеса:(16) мм.Диаметр вершин зубьев червяка и червячного колеса:(17) мм; мм.Диаметр впадин зубьев червяка и червячного колеса:(18) мм; мм.Ширина зубчатого венца червяка и червячного колеса:По ГОСТ 19672-74 принимаем из ряда стандартных значений ψа = 0,315 [3].(19) мм.(20) мм.Силы в зацеплении:Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:(21) Н.Окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе:(22) Н.Прочностной расчёт:Контактные напряжения:Так как скорость скольжения в зацеплении vs < 5, то К = 1 [3], тогда Н/мм2(23)Н/мм2Из расчётов видно, что зубья проходят по контактным напряжениям с большим запасом прочности.Напряжения изгиба зубьев: Н/мм2 , где(24)КF – коэффициент расчётной нагрузки (КF = 1) [3];YF – коэффициент формы зуба (YF = 1,05) [3]. Н/мм2Из расчётов видно, что зубья проходят по напряжениям изгиба с большим запасом прочности.2.1.3 Расчёт валовМатериал валов – сталь 45 улучшенная ([σ]В = 900 Н/мм2, [σ]–1 = 400 Н/мм2, [σ]F = 380 Н/мм2, [σ]Н = 600 Н/мм2) [3, 4].Диаметр наименьшего сечения вала: , где(25)[τ] – пониженное тангенциальное напряжение (для валов редукторов [τ] = 12…15 Н/мм2) [3]. мм; мм.Изгибающий момент в опасном сечении (под шестернёй, в области шпоночного паза):(26) Н·мм.Запас сопротивления усталости:, где(27) – запас сопротивления усталости по изгибу – запас сопротивления усталости по кручению(28); ;.(29)(30) Н/мм2Для стали 45 ψσ = 0,1; ψτ = 0,05.Для диаметра червячного колеса, равного dе2черв = 150 мм масштабный коэффициент Кd = 0,5 и фактор шероховатости КF = 0,85 [3].При [σ]В = 900 Н/мм2 эффективные коэффициенты концентрации напряжений равны Кσ = 2,5 и Кτ = 1,8. ; , тогда.Исходя из расчётов были построены эпюры сил, действующих на валы (Рис. 1).Из расчётов следует, что валы имеют значительный запас сопротивления усталости.2.1.4 Выбор подшипниковПодшипники выбираются по динамической грузоподъёмности, исходя из осевой силы, действующей на вал.Для вала червяка мы выбрали роликовые конические однорядные подшипники серии 7210А (d = 50 мм, D = 90 мм, С0 = 55 кН) ГОСТ 27365-87 [3].Для вала червячного колеса мы выбрали шариковые радиально-упорные подшипники серии 7622А (d = 50 мм, D = 90 мм, С0 = 90 кН) ГОСТ 27365-87 [3].Рисунок 1.2.2 Расчёт опор стенда-кантователя на устойчивостьМаксимальная длина сжимаемого штока Lшт = 1400 мм;Размер профиля (lхb)= 70х140 мм;Усилие, действующее на опору Р = m/2 = 6000/2 = 3000 Н.Приведённая длина сжимаемой опоры равна:, где(31)μ – коэффициент приведения длины, учитывающий способ закрепления концов опоры (μ =2).Гибкость опоры:, где(32)imin – радиус инерции сечения опоры.(33)Критическая нагрузка, при которой опора теряет устойчивость для равенства 1 ≤ λ ≤ 100:, где(34)а, b – коэффициенты инерции (для стали 45 а = 470, b = 1,8).Н >Н.ЗАКЛЮЧЕНИЕНа основании рассмотрения условий и режимов сборки двигателей, можно установить следующие основные требования, предъявляемые к конструкции сборочных стендов.1.Испытательные стенды должны иметь приводные устройства, осуществляющие вращение двигателя в разных плоскостях.2.Испытательные стенды должны иметь стопорные устройства, фиксирующие его в заданном положении.3.Конструкция зажимных и опорных устройств должна обеспечивать минимальные затраты времени на установку и снятие двигателей со стенда.4.В конструкции стендов следует избегать установки каких - либо механизмов, затрудняющих доступ к деталям двигателя.5.Конструкция стенда должна предусматривать максимальное использование готовых изделий и нормализованных узлов, поскольку до настоящего времени не организовано централизованное изготовление стендов для сборки двигателей.СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫРуководство к курсовому и дипломному проектированию [Текст].-Рязань: РВАИ,2009.-418с.Ремонт автомобилей КамАЗ [Текст] учебник/Б.А Титунин – П: Агропромиздат, 1987-483с.Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин [Текст]: учебное пособие / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов-М Высшая школа, 1998-134с.Борщов В.А. Справочник технолога автомобильного [Текст] : / В.Ф. Борщов, В.И. Гусев, Ф.П. Верещак и др. под ред. Р.А. Малышева-М: Транспорт, 1977-344с.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.Александров А.В. Сопротивление материалов: Учеб. Для вузов/А.В. Александров, В.Д. Потапов, Б.П. Державин; Под ред. А.В.