Детали машин

Содержание

Содержание 1

Бланк задания 2

1.Определение параметров резьбы винта и гайки 2

Расчет винта на устойчивость 3

Проверка на самоторможение 3

Расчет винта на прочность 4

Определение размеров маховичка 5

Определение размеров пяты 6

Определение размеров и проверка гайки 6

Определение размеров и проверка стойки 8

Определение размеров и проверка рычага 9

Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты 9

11. Определение КПД проектируемого механизма 10

Литература 12

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА 13

Бланк задания

  1. 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]

, (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

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

. (2)

Число витков гайки

. (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

. (8)

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


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 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

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

. (12)

Напряжение сжатия sc определяется по формуле

. (13)

Напряжение кручения

. (14)

Эквивалентное напряжение

. (15)

Допускаемое напряжение определяется по формуле

, (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

, (18)

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

Т=ТРП, (19)

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

, (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

. (21)

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

.

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].

Г

А


айку 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

Рис.2. Гайка


(22)


и напряжение кручения

. (23)


Эквивалентное напряжение определяются по формуле (15). Получим

.

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

. (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

,

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

. (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

.

Проворачиванию гайки в корпусе под действием момента ТР противодействует момент трения ТБ, равный

, (26)

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

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

,