Содержание



Содержание 1

Бланк задания 2

1. Определение параметров резьбы винта и гайки 2

2. Расчет винта на устойчивость 3

3. Проверка на самоторможение 3

4. Расчет винта на прочность 4

5. Определение размеров маховичка 5

6. Определение размеров пяты 6

7. Определение размеров и проверка гайки 6

8. Определение размеров и проверка стойки 8

9. Определение размеров и проверка рычага 9

10. Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты 9

11. Определение КПД проектируемого механизма 10

Литература 12







Бланк задания







Определение параметров резьбы винта и гайки





Материал винта – сталь 45 (ГОСТ 1050-74).

Материал гайки – чугун СЧ15-32 (ГОСТ 1412-70).

Допускаемое давление для выбранного сочетания материалов [1] – [q]=5 МПа.

В проектируемом механизме имеется одностороннее приложение нагрузки,

поэтому для винта выбираем упорную резьбу (ГОСТ 10177-62), для которой

коэффициент рабочей высоты витка x=0.75 [1].

Коэффициент высоты гайки y=1.6 [1].

Средний диаметр резьбы, удовлетворяющий условию износостойкости, равен [1]

[pic] ,

(1)

где Q=6000Н – усилие сжатия.

Подставляя в формулу (1) числовые значения Q=6000 Н, x=0.75, y=1.6 и

[q]=5*106 Па, и округляя до целого, получим [pic]

Из ГОСТ 10177-62 находим средний диаметр d2=18.250 мм; наружный диаметр

d=22 мм; внутренний диаметр винта d1=13.322 мм; внутренний диаметр гайки

D1=14.5 мм; шаг резьбы P=5 мм.

Данный механизм должен обладать запасом самоторможения, поэтому число

заходов резьбы n=1.

Высота гайки h1 определяется по формуле

[pic]. (2)

Число витков гайки

[pic]. (3)

Длина нарезанной части винта

L=H+h1 , (4)

где H=160мм - высота подъема груза.

Подставляя в формулу (4) числовые значения H=160мм и h1=30мм, получим

L=160+30=190мм.







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+0.5h1+hз,

(5)

где h3 длина части винта, находящегося в контакте с пятой и равная 30мм из

конструктивных соображений.

Подставляя в формулу (5) числовые значения H, h1 и hЗ, получаем

l=160+0.5*30+30=205мм.

Приведенная длина винта определяется зависимостью

lпр=ml ,

(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 lпр=0.7*205=143.5мм.

Радиус инерции поперечного сечения винта ix определяется зависимостью

ix=0.25d1=0.25*13.322=3.4мм . (7)

Гибкость винта

[pic]. (8)

Так как гибкость винта мала (l<50) то расчет, его на устойчивость не

требуется.







Проверка на самоторможение





Самотормозящаяся винтовая пара должна удовлетворять условию

[pic],

(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

[pic] . (10)





Приведенный угол трения

[pic] , (11)

где f1 – коэффициент трения из [1] равный 0.12; a – угол наклона рабочей

грани витка к торцевой плоскости винта для упорной резьбы равный 3о.

Подставив эти значения в формулу (11), получим [pic]

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.







Расчет винта на прочность





Наиболее напряженной частью винта является участок от гайки до пяты,

подвергающийся сжатию силой Q и кручению моментом TP, определяемым по

формуле

[pic]. (12)

Напряжение сжатия sc определяется по формуле

[pic]. (13)

Напряжение кручения

[pic] . (14)

Эквивалентное напряжение

[pic]. (15)

Допускаемое напряжение определяется по формуле

[pic], (16)

где sоп – опасное напряжение для винта, равное пределу текучести стали 45,

т.е. sоп=353 МПа; [S] – коэффициент запаса прочности, равный

[S]=[S1][S2][S3], (17)

где [S1] – коэффициент, учитывающий точность определения действующих на

деталь нагрузок; [S2] – коэффициент, учитывающий однородность материала

детали; [S3] – 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 sоп=353МПа и [S]=1.8 в формулу (16) получим

[s]=353/1.8=196МПа.

Так как sэ=32МПа<[s]=196МПа, то условие прочности выполняется.







Определение размеров маховичка





Необходимый диаметр маховичка Dм находится по формуле

[pic],

(18)

где РР – усилие рабочего, в соответствии с [1] РР=200 Н; Т – момент

создаваемый рабочим, равный сумме

Т=ТР+ТП,

(19)

где ТП – момент трения на пяте. Для проектируемого механизма, имеющего

сплошную пяту,

[pic], (20)

где f2 – коэффициент трения стальной чашки о стальной винт, из [1]

выбранный равным 0.12; d5 – диаметр конца винта, опирающегося на пяту, он

определяется по формуле

[pic]. (21)

Допускаемое давление [1] [q]=40 МПа. Подставляя значения в формулу (21),

получаем

[pic].

Подставляя значения f2=0.12; Q=6000Н; d5=16мм в формулу (20), получаем

ТП=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

Dм=2*15000/200=150мм.

Из справочника [2] выбираем стандартный маховичок с диаметром Dм=160мм.







Определение размеров пяты





Соединение винта с пятой выберем как показано на рис.1 , где d6=5мм –

диаметр отверстия под установочные винты, L6=25мм. Высота пяты HP=30мм







Рис. 1. Соединение винта с пятой





Определение размеров и проверка гайки





Наружный диаметр гайки (рис.2) D2=1.6d=1.6*22=35мм [1].

Гайку приближенно можно рассматривать как втулку с наружным диаметром D2 и

внутренним d, подвергающейся растяжению силой Q и кручению моментом ТР.

Следовательно, в гайке действует напряжение растяжения

(22)



и напряжение кручения

[pic]. (23)



Эквивалентное напряжение определяются по формуле (15). Получим

[pic].

Допускаемое напряжение [s] определяется по формуле (16), где sоп – опасное

напряжение для гайки равно пределу прочности чугуна СЧ15-32, т.е.

sоп=150МПа; [S] – коэффициент запаса прочности определяемый по формуле

(17), где коэффициенты [S1], [S2] и [S3] в соответствии с рекомендациями

[1] для данного случая выбраны равными 1.4;1.6 и 1.3 соответственно.

Подставляя эти значения в формулу (17) получим [S]=1.4*1.6*1.3=3.

Подставляя [S] и sоп в формулу (16) получим [s]=150/3=50МПа>sэ=28МПа,

условие прочности выполняется.

Из [1] диаметр буртика гайки D3=1.25D2=1.25*35=44мм

Вероятность смятия будет исключена, если выполняется условие

[pic]. (24)

Допускаемое напряжение смятия [sсм] находится по формуле (16), в которой

sоп=150МПа – предел прочности чугуна СЧ15-32 на растяжение, а [S] –

коэффициент запаса прочности определяемый по формуле (17), где коэффициенты

[S1], [S2] и [S3] 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 [sсм]=150/3=50МПа.

Подставляя значения в (24) получим

[pic],

т.е. условие (24) выполняется.

Высота буртика гайки определяется из условия h2=0.5(D2-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

[pic]. (25)

Допускаемое напряжение изгиба [sИ] находится по формуле (16) в которой

sоп=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 [sИ]=320/3=107МПа.

Подставляя это значение в (25) получим

[pic].

Проворачиванию гайки в корпусе под действием момента ТР противодействует

момент трения ТБ, равный

[pic], (26)

где f3=0,2 – коэффициент трения покоя между буртиком и корпусом [1]. Тогда

[pic].

Гайка не проворачивается под действием момента ТР, следовательно,

достаточно посадить гайку в корпус с натягом, например (H7/p6).



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

[pic], (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,

[pic].

Диаметр стоики, подвергающейся действию тех же нагрузок, выбирается

конструктивно [1] dC=1,3*dШ=1.3*37=52мм.

Необходимую высоту штыря h находим из условия прочности рабочих

поверхностей на смятие. Из [1] это условие выглядит так

[pic] (28)

где [sСМ]=60МПа – максимальное допускаемое напряжение [1]. Подставляя

значения в формулу (28), получим

[pic].

Основание и стойка выполняются из двух отдельных деталей и соединяются при

помощи сварки. Найдем необходимый катет шва [1] по формуле

[pic] (30)

где допускаемое напряжение в сварном шве [t]=0.6[sP]=0.6*140=84Н/мм2 [1]

при ручной сварке электродами Э42, Э50. Подставляя значения М=960000Н*мм,

dC=52мм в формулу (30) получим [pic].





Определение размеров и проверка рычага





Высота опасного сечения рычага [1] hO=50мм. Ширина рычага b0=13мм.

Проверим рычаг на прочность по формуле

[pic], (29)

где [s] – выбирается как при расчете штыря на прочность и равно 196МПа; WX

– момент сопротивления из [2] для прямоугольника

WX=b0*h02/6=13*502/6=5416мм3. Подставляя полученные значения в формулу (30)

получим [pic].

Для ограничения вертикального перемещения рычага нарежем на штырь резьбу

[1] dР=20мм с шагом РР=2,5мм. На штырь сверху одевается шайба 20 ГОСТ 18123

– 72, и гайка М20 ГОСТ 11860 – 73. Длина нарезанной части резьбы LP=15мм.

Гайка застопорена шайбой 20 ГОСТ 11872 – 73, для чего в винте выполняется

канавка шириной 5мм и глубиной 4мм, длина канавки 20мм.







Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты







Размеры соединения В=100мм; y=40мм.

Определим усилие затяжки болта обеспечивающее нераскрытие стыка по формуле

[pic] (31)

где n=4 – общее число болтов; [sC]=1МПа – минимальное необходимое

напряжение сжатия на стыке; АСТ=B2=10000мм2 – площадь стыка;

WСТ=B3/6=1003/6=166667мм3 – момент сопротивления стыка. Подставим эти

значения в формулу и получим

[pic].





Внешнюю осевую нагрузку на болт найдем по формуле

[pic]. (32)

Определим расчетную нагрузку на болт

QБ=QЗАТ+cQР, (33)

где c=0.25 - коэффициент внешней нагрузки. Подставим в формулу (33)

значения QЗАТ=18250Н и QР=4500Н получим QБ=18250+0.25*7200=20050Н

Условие прочности болта имеет вид

[pic], (34)

где y=1.3; d1 – внутренний диаметр резьбы. В уравнении (34) допускаемое

напряжение зависит от диаметра резьбы

[s]=(0,2+8d1)sт, (35)

где sT=400МПа – предел текучести материала болта. Диаметр находится по

методу последовательных приближений d1=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]

[pic]. (36)

Подставляя в формулу (36) значения Q=6000Н, r’=0,119, j=0,084, ТП=3840Н*мм

и d2=18мм, получаем

[pic]







Литература





1. Кривенко И.С. Проектирование винтовых механизмов. Л., 1986.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Т.1. М., 1979.







Санкт-Петербургский Государственный Морской Технический Университет.



Кафедра деталей машин и подъемно-транспортных машин







РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА



к курсовому проекту по деталям машин







РАЗРАБОТАЛ

Студент 32АГ1 гр. Ростунов Д.А.

РУКОВОДИТЕЛЬ

Профессор Кривенко И.С.







1998

-----------------------







[pic]





Рис. 3. К расчету резьбового соединения



Lб



d6



d5





А



[pic]







Рис.2. Гайка