Дипломная работа: Проект централізованого технічного обслуговування маршрутних транспортних засобів на базі філії "ТЕМП-АВТО" відкритого акціонерного товариства "РІВНЕ-АВТО"

Параметр Мзат при посадці шпильок з натягом визначається по формулі М.П. Новікова (для метричної різьби):

Мзат =,

де Д – ефективний (радільний) натяг по середньому діаметру різьби; мр – коефіцієнт тертя в різьбі;  – глибина загвинчування шпильки; dн – зовнішній діаметр різьби; Е1 і Е2 – модулі пружності 1-го і 2-го роду.

При загвинчуванні стальних шпильок із середнім діаметром різьби 10…30 мм в стальну деталь Д = 0,02…0,06, в чавунну або алюмінієву деталі – 0,04…0,12 мм [1].

Коефіцієнт мр при використанні стальної шпильки приймається рівним 0,1… 0,2 для стальної деталі; 0,07…0,15 – для чавунної; 0,04…0,1 – для алюмінієвої або бронзової [1].

Значення модулів пружності: для стали Е1= 2,1·105; Е2= =8,1·104 МПа; для алюмінію – Е1= 0,7·105; Е2 = 2,7·104 МПа; для бронзи і латуні Е1 = 0,8·105; Е2 = 4,2·104 МПа [1].

Сила затягування Q знаходиться в залежності від схеми навантаження різьбових з’єднань, міцності болта (шпильки, гвинта) і умови нерозкриття стику:

Q=кР (1-а),

де к – коефіцієнт збільшення зовнішнього навантаження (для постійного навантаження к = 1,25…2; для перемінного – к =2,5…4,0; при необхідності забезпечення герметичності з’єднання з плоскими металічними прокладками к = 2,5… 3,5; те ж з м'якими прокладками – к = 1,25…2,5); Р – зовнішнє навантаження; а = 0,2…0,4 – коефіцієнт основного навантаження, враховуючий податливість різьбових елементів при затягуванні [1].

Слід відмітити, що до нашого часу відсутні надійні методи прямого контролю зусиль затягування в виробничих умовах. Його фактичну величину оцінюють лише по деяким показникам – крутному моменту затягування; куті повороту гайки; видовженню болта і ін.

Досить складною технологічною проблемою являється затягування групових різьбових з’єднань (безпрокладочних і особливо прокладочних). При складанні відповідальних з’єднань важко забезпечити рівномірне затягування в кожному болті (шпильці). В зв’язку з цим проходить нерівномірний розподіл тиску по поверхні стику вузла, що складається, з послабленням раніше затянутих болтів, що приводить до зниження надійності вузла.

На практиці затягування групових різьбових з’єднань проводять в два (рідше в три-чотири) етапи. На першому етапі виконують одночасне затягування всіх болтів (шпильок) з допомогою багатошпиндельної установки на зусилля Q1=(0,3…0,6) Q, що забезпечує контактування стиків (Q – задана сила затягування). На другому етапі завершують затягування шляхом послідовного індивідуального догвинчування гайок (шпильок) до заданого крутного моменту Мзат по оптимальних схемах, наведених на рис. 2.5.

Рис. 2.5. Послідовність затягування гайок (шпильок) в складальних одиницях: а – при стиках прямокутної форми; б – при стиках круглої форми (цифри означають почерговість індивідуальних затягувань)

2.5 Аналіз робочого процесу і параметри безударного різьбозгвинчуючого обладнання

Розглянемо метод визначення моменту затягування болтового з’єднання, який створюється робочим органом прямого приводу. Цей метод розробили проф. В.С. Корсаков і В.І. Чаннов.

Будь-яке РЗ має свою індивідуальну характеристику, обумовлену його сумарною податливістю і силами тертя в різьбовій парі і по торцю гайки. Такою характеристикою являється коефіцієнт кутової жорсткості РЗ: Кр=ДМ/Дц.

Цей коефіцієнт показує, на яку величину змінюється крутний момент, який прикладається до гайки, при повороті її на кут Дц.

Кут повороту гайки являється кутом гальмування шпинделя. Чим меньший кут гальмування (тобто більше значення Кр), тим значиміша складова моменту затягування, що створюється кінетичною енергією обертових мас приводу.

Друга складова моменту затягування залежить від статичного крутного моменту, який створюється пневмодвигуном. Ця с складова не являється постійною величиною. Її максимальне значенння Мст досягається при зупинці шпинделя (числова величина приводиться в технічній характеристиці двигуна).

В загальному випадку робота, що затрачається на затягування Азат, складається з двох складових: роботи Аз.д., здійснюваної за рахунок динаміки приводу, і роботи Аз.ст, здійснюваної за рахунок статичного моменту двигуна. Вираз для цих робіт має такий вигляд:

Аз.д.=

Аз.ст=,

де Мш – розрахунковий крутний момент згвинчування на шпинделі (ключі); Мст – максимальний статичний момент; цзат – кут повороту гайки при затягуванні.

Частина енергії (Ау.д.) витрачається на пружну деформацію елементів приводу:

Ау.д.=

де цпр – приведений кут скручування елементів приводу.

Робота на подоланння сил тертя в редукторі приводу буде рівна:

Атр.=ктр(Аз.д.+Ау.д.),

де – ктр =1-з - коефіцієнт втрат на тертя в редукторі; з – ККД редуктора.

Знайдемо кінетичну енергію обертових мас:

,

де Іпр – момент інерції обертових мас, приведений до шпинделя;

щ0 – кутова швидкість шпинделя на холостому ході при вільному нагвинчуванні гайки.

На основі закону збереження механічної енергії можемо записати:

.

Кут повороту цзат і кут скручування цпр замінимо відповідними виразами:

; ,

де кпр – коефіцієнт кутової жорсткості приводу.

Підставляючи отримані залежності отримаємо розрахункову формулу:

=.

Визначимо момент згвинчування на ключі при затягуванні болтового з’єднання з різьбою М18 пневматичною силовою головкою (тиск стисненого повітря в магістралі 0,5 МПа). Вихідні дані для розрахунку: Мст = 80,5 Нм; щ0=28,5с-1; Iпр = 0,1687 кг.м2; кпр = 280 Нм; кр = 280 Нм; ктр = 0,15. Числове значення Мш, отримане з допомогою попереднього виразу, рівне 175 Нм, що дуже близько до значення рекомендованого моменту затягування [1].

Для оцінки точності затягування РЗ різьбозгвинчуючим робочим органом використовується коефіцієнт відносної нерівномірності затягування:

,

де Мш.max; Мш.min; Мш.ср – відповідно максимальне, мінімальне і середнє значення моменту згвинчування на шпинделі при затягуванні однотипних РЗ.

В робочих органах прямого приводу г = 0,2…0,35 [1]. Якщо розсіювання значень моменту Мш обмежене, то необхідно зменшити вплив динаміки приводу. Це досягається шляхом зменшення моменту інерції обертових мас (зазвичай ротора двигуна), а також зменшенням коефіцієнта кпр (наприклад, введенням торсіона).

Так як в розглядуваних робочих органах при згвинчуванні РЗ виникають значні реактивні моменти, то їх доцільно використовувати переважно в багатошпиндельних пристроях, де ці моменти взаємно зрівноважуються.

Техніко-економічні показники пневматичного різьбозгвинчуючого обладнання статичної дії в значній мірі визначається характеристиками силового приводу, який включає пневмодвигун (ПД) і трансмісію.

В наш час проектування ротаційних багатокамерних ПД проводиться в основному макетно-експериментальним методом, використовуючи досвід попередніх розробок. Однак більше число врахованих при цьому конструктивних і термодинамічних параметрів затрудняє пошук емпіричним шляхом оптимального рішення. Традиційні методи розрахунку, основані на індикаторних діаграмах, в даному випадку виявились непридатними.

В.А. Чернов і Т.А. Лавриненко вирішили ряд проектних задач шляхом математичного моделювання на ЕОМ.

Рис. 2.6. Розрахункова схема реверсивного ротаційного ПД

Рис. 2.7. Залежність статичного крутного моменту загальмованого ПД від його основних конструктивних параметрів

В корпусі статора 1 розміщений ротор 2, вісь обертання якого зміщена на ексцентриситет е. В пазах ротора розміщені пластини (лопатки) 3, які під дією відцентрових сил прижимаються до внутрішньої поверхні статора. Кожна пара суміжних лопаток разом з ділянками бокових поверхонь ротора і статора, розміщеними між ними, створює робочу камеру змінного об’єму. З торців ці камери обмежені кришками 4, в яких розміщені підшипники ротора 5. Стиснене повітря поступає в робочі камери через вхідне вікно 6, а видаляється в загальному випадку через вихлопні вікна 7 і 8. Ротаційний ПД може бути реверсивним і нереверсивним. Зміна напрямку обертання ротора в реверсивному ПД здійснюється зміною функцій впускного і випускного каналів. Для того, щоб забезпечити однакові робочі характеристики ПД при різних напрямках обертання ротора, впускні і випускні вікна повинні бути розміщені симетрично відносно осі симетрії.

Характерною особливістю реверсивних ПД являється наявність центрального випускного вікна, яке забезпечує попередій випуск повітря із робочої камери з метою зменшення від’ємної роботи по стисненню повітря при куті повороту ротора більше 180 °.

При математичному моделюванні враховувались слідуючі конструктивні параметри ПД: Rc – внутрішній радіус статора;  – довжина камери; гн (1) і гк (1) – кути початку і кінця випуску повітря через вікно 6; гн (2) и гк (2) – кути початку і кінця центрального вихлопу через вікно 8; гн (3) и гк (3) – кути початку і кінця випуску повітря через вікно 7; f2 - площа центрального вихлопного отвору. В якості основних були вибрані такі параметри: Rc; ; f2; гн(1); гк(1); гн (2).

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 23, 24, 25, 26, 27, 28