Конструкторско-технологическое обеспечение прочности резьбового соединения пальца с гайкой трака гусеничной техники военного назначения Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

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: [email protected]

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-