детали машин. Бланк задания Определение параметров резьбы винта и гайки
 Скачать 24.47 Kb.
|
|
Содержание Содержание.................................................................................................................................. 1. Определение параметров резьбы винта и гайки............................................................... 2. Расчет винта на устойчивость............................................................................................ 3. Проверка на самоторможение............................................................................................ 4. Расчет винта на прочность................................................................................................. 5. Определение размеров и проверка гайки.......................................................................... 6. Определение размеров и проверка стойки........................................................................ 7. Определение размеров и проверка рычага........................................................................ 8. Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты..................................... . 9. Определение КПД проектируемого механизма................................................................. 10. Литература.............................................................................................................................. 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. 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+0.5h1+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. 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 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. 4. 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 (17)-[S]=[S1][S2][S3], 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. 5. 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 (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). 6. 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] 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 (28) где [sСМ]=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[sP]=0.6*140=84Н/мм2 [1] при ручной сварке электродами Э42, Э50. Подставляя значения М=960000Н*мм, dC=52мм в формулу (30) получим 9. Определение размеров и проверка рычага Высота опасного сечения рычага [1] hO=50мм. Ширина рычага b0=13мм. Проверим рычаг на прочность по формуле (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 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. 10. Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты Размеры соединения В=100мм; y=40мм. Определим усилие затяжки болта обеспечивающее нераскрытие стыка по формуле (31)
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 Внешнюю осевую нагрузку на болт найдем по формуле (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 (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] (36) Подставляя в формулу (36) значения Q=6000Н, r’=0,119, j=0,084, ТП=3840Н*мм и d2=18мм, получаем Литература 1. 2. 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 |