Детали машин

Данный механизм должен обладать запасом самоторможения, поэтому число заходов резьбы n=1. Высота гайки h 1 определяется по формуле (2) Число витков гайки (3) Длина нарезанной части винта L=H+h 1 , (4) где H=160мм - высота подъема груза.

Подставляя в формулу (4) числовые значения H=160мм и h 1 =30мм, получим L=160+30=190мм. 2. Расчет винта на устойчивость Максимально возможное расстояние l от середины гайки до пяты, т.е. длина участка винта, испытывающего сжатие, находится по формуле [1] l=Н+0.5h 1 +h з , (5) где h 3 длина части винта, находящегося в контакте с пятой и равная 30мм из конструктивных соображений.

Подставляя в формулу (5) числовые значения H, h 1 и h З , получаем l=160+0.5*30+30=205мм.

Приведенная длина винта определяется зависимостью l пр = m l , (6) где m – коэффициент приведения длины, зависящий от способа закрепления концов винта. В данном механизме обе опоры винта следует считать шарнирами и для такой системы m =0.7 [1]. Подставляя в формулу (6) числовые значение получаем l пр =0.7*205=143.5мм.

Радиус инерции поперечного сечения винта i x определяется зависимостью i x =0.25d 1 =0.25*13.322=3.4мм . (7) Гибкость винта (8) Так как гибкость винта мала ( l 50) то расчет, его на устойчивость не требуется. 3. Проверка на самоторможение Самотормозящаяся винтовая пара должна удовлетворять условию (9) где запас самоторможения k>=1,3 [1]; j – угол подъема винтовой линии на среднем цилиндре; r ’ – приведенный угол трения. Угол подъема винтовой линии на среднем цилиндре . (10) Приведенный угол трения , (11) где f 1 – коэффициент трения из [1] равный 0.12; a – угол наклона рабочей грани витка к торцевой плоскости винта для упорной резьбы равный 3 о . Подставив эти значения в формулу (11), получим Подставив значения r ’=0,119 и j =0,084 в условие (9), получим k=0,119/0,084=1,42>1,3. Значит винтовая пара обладает запасом самоторможения. 4. Расчет винта на прочность Наиболее напряженной частью винта является участок от гайки до пяты, подвергающийся сжатию силой Q и кручению моментом T P , определяемым по формуле (12) Напряжение сжатия s c определяется по формуле (13) Напряжение кручения . (14) Эквивалентное напряжение (15) Допускаемое напряжение определяется по формуле (16) где s оп – опасное напряжение для винта, равное пределу текучести стали 45, т.е. s оп =353 МПа; [S] – коэффициент запаса прочности, равный [S]=[S 1 ][S 2 ][S 3 ], (17) где [S 1 ] – коэффициент, учитывающий точность определения действующих на деталь нагрузок; [S 2 ] – коэффициент, учитывающий однородность материала детали; [S 3 ] – коэффициент, учитывающий требования безопасности. В соответствии с рекомендациями [1] эти коэффициенты выбраны равными 1.2;1.5 и 1 соответственно.

Подставляя эти значения в формулу (17) получим [S]=1.2*1.5*1=1.8. Подставляя значения s оп =353МПа и [S]=1.8 в формулу (16) получим [ s] =353/1.8=196МПа. Так как s э =32МПа s]= 196МПа, то условие прочности выполняется. 5. Определение размеров маховичка Необходимый диаметр маховичка D м находится по формуле (18) где Р Р – усилие рабочего, в соответствии с [1] Р Р =200 Н; Т – момент создаваемый рабочим, равный сумме Т=Т Р +Т П , (19) где Т П – момент трения на пяте. Для проектируемого механизма, имеющего сплошную пяту, (20) где f 2 – коэффициент трения стальной чашки о стальной винт, из [1] выбранный равным 0.12; d 5 – диаметр конца винта, опирающегося на пяту, он определяется по формуле (21) Допускаемое давление [1] [q]=40 МПа.

Подставляя значения в формулу (21), получаем Подставляя значения f 2 =0.12; Q=6000Н; d 5 =16мм в формулу (20), получаем Т П =1/3*0.12*6000*16=3840 Н*мм.

Подставим полученное значение в формулу (19) и получим Т=11115+3840=15000Н*мм.

Подставим полученное значение в формулу (18) и получим D м =2*15000/200=150мм. Из справочника [2] выбираем стандартный маховичок с диаметром D м =160мм. 6.

Высота пяты H P =30мм Рис. 1. Соединение винта с пятой 7. Определение размеров и проверка гайки Наружный диаметр гайки (рис.2) D 2 =1.6d=1.6*22=35мм [1].

Подставляя эти значения в формулу (17) получим [S]=1.4*1.6*1.3=3. Подставляя [S] и s оп в формулу (16) получим [ s]= 150/3=50МПа> s э =28МПа, условие прочности выполняется. Из [1] диаметр буртика гайки D 3 =1.25D 2 =1.25*35=44мм Вероятность смятия будет исключена, если выполняется условие (24) Допускаемое напряжение смятия [ s см ] находится по формуле (16), в которой s оп =150МПа – предел прочности чугуна СЧ15-32 на растяжение, а [S] – коэффициент запаса прочности определяемый по формуле (17), где коэффициенты [S 1 ], [S 2 ] и [S 3 ] в соответствии с рекомендациями [1] для данного случая выбраны равными 1.4; 2 и 1 соответственно.

Подставляя эти значения в формулу (17) получим [S]=1,4*2,1*1=3. Подставляя эти значения в формулу (16) получим [ s см ]=150/3=50МПа.

Подставляя значения в (24) получим т.е. условие (24) выполняется.

Высота буртика гайки определяется из условия h 2 =0.5(D 2 -d)=0.5(35-22)=7мм. В случае непаралельности опорных поверхностей буртика и корпуса возможно приложение силы Q в точке А. Условие прочности на изгиб запишется в виде (25) Допускаемое напряжение изгиба [ s И ] находится по формуле (16) в которой s оп =320МПа – предел прочности чугуна СЧ15-32 на изгиб, а коэффициент запаса прочности [S] выбирается как при предыдущем расчете на прочность, т.е. [S]=3. Подставляя эти значения в формулу (16) получим [ s И ]=320/3=107МПа.

Подставляя это значение в (25) получим Проворачиванию гайки в корпусе под действием момента Т Р противодействует момент трения Т Б, равный (26) где f 3 =0,2 – коэффициент трения покоя между буртиком и корпусом [1]. Тогда Гайка не проворачивается под действием момента Т Р , следовательно, достаточно посадить гайку в корпус с натягом, например (H7/p6). 8. Определение размеров и проверка стойки Момент М действующий на стойку определяется по формуле М=Q*a, (26) где а=160мм – вылет поворотного кронштейна.

Подставив значения а и Q=6000Н в формулу (26), получаем М=6000*160=960000Н*мм. Если пренебречь, относительно малыми напряжениями растяжения, диаметр штыря можно найти из условия его прочности на изгиб под действием момента М (27) где [ s ] – определяется по формуле (16). Штырь изготовлен из того же материала что и винт, а последствия его разрушения такие же как и при разрушении винта, значит [ s ]=196МПа.

Подставим полученные значения в формулу (27) и, округляя до целого в большую сторону, получим, Диаметр стоики, подвергающейся действию тех же нагрузок, выбирается конструктивно [1] d C =1,3*d Ш =1.3*37=52мм.

Необходимую высоту штыря h находим из условия прочности рабочих поверхностей на смятие. Из [1] это условие выглядит так (28) где [ s СМ ]=60МПа – максимальное допускаемое напряжение [1]. Подставляя значения в формулу (28), получим Основание и стойка выполняются из двух отдельных деталей и соединяются при помощи сварки.

Найдем необходимый катет шва [1] по формуле (30) где допускаемое напряжение в сварном шве [ t ]=0.6[ s P ]=0.6*140=84Н/мм 2 [1] при ручной сварке электродами Э42, Э50. Подставляя значения М=960000Н*мм, d C =52мм в формулу (30) получим 9. Определение размеров и проверка рычага Высота опасного сечения рычага [1] h O =50мм.

Ширина рычага b 0 =13мм.

Проверим рычаг на прочность по формуле (29) где [ s ] – выбирается как при расчете штыря на прочность и равно 196МПа; W X – момент сопротивления из [2] для прямоугольника W X =b 0* h 0 2 /6=13*50 2 /6=5416мм 3 . Подставляя полученные значения в формулу (30) получим Для ограничения вертикального перемещения рычага нарежем на штырь резьбу [1] d Р =20мм с шагом Р Р =2,5мм. На штырь сверху одевается шайба 20 ГОСТ 18123 – 72, и гайка М20 ГОСТ 11860 – 73. Длина нарезанной части резьбы L P =15мм. Гайка застопорена шайбой 20 ГОСТ 11872 – 73, для чего в винте выполняется канавка шириной 5мм и глубиной 4мм, длина канавки 20мм. 10. Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты Размеры соединения В=100мм; y=40мм.

Определим усилие затяжки болта обеспечивающее нераскрытие стыка по формуле (31)

Подставим эти значения в формулу и получим Внешнюю осевую нагрузку на болт найдем по формуле (32) Определим расчетную нагрузку на болт Q Б =Q ЗАТ + c Q Р , (33) где c= 0.25 - коэффициент внешней нагрузки.

Подставим в формулу (33) значения Q ЗАТ =18250Н и Q Р =4500Н получим Q Б =18250+0.25*7200=20050Н Условие прочности болта имеет вид (34) где y=1.3 ; d 1 – внутренний диаметр резьбы. В уравнении (34) допускаемое напряжение зависит от диаметра резьбы [ s ] =(0,2+8 d 1 )s т , (35) где s T =400МПа – предел текучести материала болта.

Диаметр находится по методу последовательных приближений d 1 =16мм. Таким образом, основание прикрепляется к сварочной плите четырьмя болтами М16Х2Х40.58 ГОСТ 7798-70. 11. Определение КПД проектируемого механизма КПД проектируемого винтового механизма, учитывающий суммарные потери в винтовой паре и на пяте, определяется формулой [1] (36) Подставляя в формулу (36) значения Q=6000Н, r ’=0,119, j =0,084, Т П =3840Н*мм и d 2 =18мм, получаем Литература 1. 2. Санкт-Петербургский Государственный Морской Технический Университет.