Создать работоспособную конструкцию одностороннего пресса с ручным приводом в соответствии с исходными данными. вариант 18. Литература 15 Приложение 17

• Название: Литература 15 Приложение 17
• Анкор: Создать работоспособную конструкцию одностороннего пресса с ручным приводом в соответствии с исходными данными
• Дата: 20.02.2022
• Размер: 1.69 Mb.
• Имя файла: вариант 18.docx
• Тип: Литература; #368344

Содержание

Техничское заданиЕ 2

Введение 2

1.Проектный расчёт винтовой пары 3

2.Проверочный расчёт винта 5

2.1Расчёт винта на прочность 5

2.2Расчёт винта на устойчивость. 8

3.Расчёт КОРПУСА гайки 10

3.1Проектный расчёт корпуса гайки на растяжение 10

3.1.2 Проектный расчёт диаметра бурта гайки на смятие 12

3.1.3 Проверочный расчёт высоты бурта гайки на срез 12

3.2 Проверочный расчёт резьбы на срез 13

4.РАсчЁт рукоятки 14

Литература 15

Приложение 17

Техничское заданиЕ

Создать работоспособную конструкцию одностороннего пресса с ручным приводом в соответствии с исходными данными:

Разработать комплект конструкторской документации, состоящий из сборочного чертежа, спецификации и пояснительной записки.

1. 
   Усилие прессования ­­­– F = 22 кН;
   
2. 
   Рабочий ход ­– 160 мм;
   
3. 
   Материал винта – Ст45;
   
4. 
   Материал гайки – БрА9ЖЗЛ;
   
5. 
   Тип резьбы – трапецеидальная;
   
6. 
   Пята - сплошная
   
7. 
   Режим работы – длительный.
   

Введение

В соответствии с техническим заданием разработан односторонний пресс с рабочим ходом 160 мм и усилием прессования 22 кН.

Для обеспечения необходимых характеристик были выбраны следующие материалы: винт – улучшенная Ст45, так как стали обладают высокой износостойкостью, жесткостью и прочностью, гайка ­­– БрА9ЖЗЛ, так как бронза обладает хорошими антифрикционными свойствами. Таким образом винт и гайка образуют прочную антифрикционную передачу. Для обеспечения требуемых условий эксплуатации выбрана трапецеидальная резьба ГОСТ 24737-81.

Проведён проектный расчёт винтовой пары, проверочный расчёт винта, гайки и рукоятки. Составлена пояснительная записка, выпущен эскиз винта, гайки и рукояти.

1. Проектный расчёт винтовой пары

Согласно техническому заданию, материал гайки – бронза БрА9ЖЗЛ, материал винта – Ст45. Таким образом, винт-гайка образуют следующую пару: сталь – бронза.

Практикой установлено, что основной причиной выхода из строя передачи является изнашивание резьбы гайки. Поскольку интенсивность изнашивания зависит от давления Р, то его величина не должна превышать допускаемого значения, т.е.

,

где F_n. - нормальное усилие в резьбе, Н; A_n - площадь со прикасания резьбы винта и гайки, м².

Если пренебречь углом подъёма резьбы и условно принять, что нагрузка распределена равномерно по виткам, то можно считать, что

,

где F – осевая сила винта, Н; A – площадь проекции рабочей поверхности одного витка на плоскость, перпендикулярную оси винта, м²; z – число витков резьбы гайки.



Рис.1. Профиль трапецеидальной резьбы.

При этом допущении условие износостойкости резьбы можно записать в таком виде:

,

откуда получаем средний диаметр резьбы:

,

где ₁ – отношение рабочей высоты профиля H₁ к шагу резьбы p; ₂ – коэффициент высоты гайки, причём ₂=H_Г/d₂ (обычно принимается в пределах от 1,6 до 2,5); [P] – допускаемое давление в резьбе, МПа.

Для выбранной пары, сталь – бронза, [P]= 9 МПа.

Согласно техническому заданию нагрузка на винт F=22 кН, резьба трапецеидальная, т.е ₁=0,5, примем ₂=2. Тогда, зная эти данные, можем определить d_2:



На основе расчёта выбрана трапецеидальная резьба: Тr 32х6 ГОСТ 24737-81, для которой: наружный диаметр d=32 мм; средний диаметр резьбы d₂=29 мм; внутренний диаметр резьбы d₃=25 мм.

2. Проверочный расчёт винта

   1. Расчёт винта на прочность

Стержень винта нагружен осевой силой и крутящим моментом, эпюры распределения, которых представлены на рис.2. Там же показано положение опасного сечения винта.


Рис.1. Эпюры распределения осевой силы и крутящего момента.

Р
асчёт проводится из условия прочности винта, которое имеет вид:

где s – запас прочности; [s] – минимально допустимый запас прочности; _Т - предел текучести, МПа;  - нормальное напряжение, МПа;  - касательное напряжение, МПа.

Нормальное и касательное напряжения определяются с учётом диаметра d₀ винта в опасном сечении.

Минимально допустимый запас прочности [s] обычно находится в пределах от 2 до 3. Примем [s]=2.

Для Стали Ст45 табличное значение _Т=360 МПа.

К
рутящие моменты, необходимые для расчёта касательных напряжений, вычисляются по следующим формулам:

В нашем случае пята в упорном шарикоподшипнике, следовательно, момент сил трения вычисляется по формуле:





где d диаметр упорного шарикоподшипника (рис. 3), принимаются по ГОСТ 7872-89 с учетом его статической грузоподъёмности С_0, причем должно выполнятся условие, обеспечивающая требуемую плавность работы подшипника

,

где -расчетный коэффициент запаса по статической грузоподъёмности; -допускаемый коэффициент запаса по статической грузоподъемности. При обычных требованиях к плавности работы принимают =1.

Нам подходит упорный шарикоподшипник Подшипник 8104 ГОСТ 7872-89 с С₀=22,4 кН и d=20 мм.


Рис. 3. Упорный шарикоподшипник

Значение коэффициентов трения принимаем равными f_n = 0,01.

Т огда:
Рассчитаем _сж:



Касательное напряжение определяется по формуле:

,

где T – либо момент трения в резьбе Т_р, который скручивает винт в опасном сечении (расчёт проводят для среднего диаметра резьбы d₂), либо момент трения в пяте Т_п, если Т_п >Т_р, МПа; W –полярный момент инерции, м³.

В формулы для вычисления Т_Р входят f и ₁. В данном случае f=0,1, а ₁=15.







Момент > , следовательно, T = Т_р.



Теперь, когда все необходимые значения вычислены, рассчитаем s:



Т.к. минимально допустимый запас прочности обычно принимается [s]=2…3, а вычисленный запас прочности превышает минимальное значение (s>[s]), то проверка винта по условию прочности выполняется.

2. Расчёт винта на устойчивость.

Проверка винта на устойчивость производится по критерию работоспособности



где – расчётный коэффициент запаса устойчивости; критическая сила, вызывающая потерю устойчивости.

Минимально допускаемый запас устойчивости обычно принимается Если существует вероятность внецентренного приложения осевой нагрузки или появление сил, перпендикулярных оси винта, то выбираются большие значения.

Величина критической силы определяется произведением критического напряжения на площадь поперечного сечения винта по внутреннему диаметру .



Величина критического напряжения зависит от гибкости винта:



где µ – коэффициент приведения длинны (µ=2); расчётная длинна винта; I– приведённый момент инерции сечения винта.

С учётом параметров резьбы



Найдём площадь сечения винта А_В:



Для определения расчётной длинны винта допустимо использовать формулу



где – наибольшее осевое перемещение.

Тогда гибкость:



Для винтов средней жёсткости при 50 расчёт критического напряжения производится по эмпирической формуле Ясинского:



Тогда величина критической силы:



Т
огда коэффициент запаса будет равен:

Т.к. минимально допустимый запас прочности обычно принимается [s]=2…3, а вычисленный запас прочности превышает минимальное значение (s>[s]), то проверка винта по условию прочности выполняется.

3. Расчёт КОРПУСА гайки

   1. Проектный расчёт корпуса гайки на растяжение

Ходовая гайка винтового механизма по конструкции представляет из себя цилиндрическую втулку с буртиком, который передает осевую нагрузку от винта на корпус. Для удобства сборки в резьбовом отверстии делают фаску , на торце гайки – фаску , а в корпусе – фаску . Для снижения концентрации напряжений у буртика выполняют закругление .

Высота гайки равна (см. расчет на износостойкость):



Высоту гайки   необходимо увеличить на ширину фаски   резьбовой части гайки (рис. 4.), т.к. часть резьбы, приходящуюся на фаску, при работе резьбы не учитывается.

Окончательная ширина фаски   назначается из ряда: 0,6, 1, 1,6, 2, 2,5, 3, 4 мм.

Принимаем .

Тогда высота гайки :





Рис.4. Расчётная схема гайки

Для того чтобы убедиться в правильности выбора резьбы, необходимо проверить число витков гайки z:



Количество витков гайки z должно быть 6…12, оптимальное количество – 8…10. Если число витков z не попадает в указанный диапазон, то следует изменить коэффициент высоты гайки   и снова провести расчет на износостойкость.

Толщина стенки гайки определяется из условия прочности на разрыв усилием F и одновременное скручивание моментом T:



Отсюда, наружный диаметр гайки  :



где   – осевое усилие, действующее на винт;  – коэффициент, учитывающий напряжения от скручивания,   = 1,25…1,3; d – наружный диаметр резьбы;  – допускаемое напряжение; допускаемые напряжения для бронзовой гайки определяется по условному пределу текучести при нормативном коэффициенте запаса прочности ([ ]=66.7 МПа) находим диаметр гайки:



Принимаем .

Толщина тела гайки в таком случае равна



что удовлетворяет минимальному требованию.

3.1.2 Проектный расчёт диаметра бурта гайки на смятие

Диаметр бурта гайки определяется из условия прочности на смятие опорной кольцевой поверхности



Площадь поверхности смятия определена с учётом фаски



С учётом допускаемого напряжения смятия диаметр бурта равен



Из конструктивных соображений диаметр бурта гайки принимается

Высота бурта гайки:

3.1.3 Проверочный расчёт высоты бурта гайки на срез

После этого проведена проверка на срез.



где – площадь среза, равная площади боковой поверхности цилиндра с высотой и диаметром .

Допускаемые напряжения среза:



Здесь предел текучести на срез для бронзы . Нормативный коэффициент запаса прочности принимаются примерно такими же, как и при расчете гайки на растяжение.

3.2 Проверочный расчёт резьбы на срез

При расчёте на прочность допущено упрощение, что нагрузка между витками распределена равномерно. Это позволяет рассмотреть виток резьбы как балку, если развернуть её по диаметру d. Ввиду малой длинны, расчёт проводится только на срез.

Условие прочности имеет вид



где z – число витков; b – толщина витка у основания.

Для трапецеидальной резьбы толщина витка у основания равна



После нахождения всех необходимых неизвестных, было пересчитано условие прочности

4. РАсчЁт рукоятки

Расчёт длины рукоятки определяется в зависимости от силы, с какой рабочий должен действовать на рукоятку. Исходя из технического задания, предполагается длительное использование, поэтому допустимо назначить Из условия равновесия рукоятки



Следует



Для расчёта на прочность рукоятка рассмотрена с незначительным упрощением как консоль.



Рис. 5. Расчётная схема рукояти

В этом случае изгибающий момент в опасном сечении представляется в виде



Диаметр рукоятки определяется из условия прочности



где – момент сопротивления сечения рукоятки.



Из условия прочности диаметр рукоятки равен

Литература

1. 
   В.Н.Комков. Проектирование передачи винт-гайка.
   

Методические указания к курсовой работе. СПбГТУ. Л. 2003 .

2. 
   М.Н.Иванов. Детали машин. Высшая школа. М.1991.
   
3. 
   Комков В. Н. Основы расчёта на прочность. Детали машин. Учебное пособие. Л., 1988.
   

Приложение

Рис. 6. Эскиз винта



Рис.7. Эскиз гайки


Рис.8. Эскиз рукояти