Проектирование винтового механизма

Размещено на http://www.allbest.ru/

Санкт-петербургский государственный политехнический университет

Кафедра "Машиноведение и основы конструирования"

Курсовая работа

Проектирование винтового механизма

Студент

Роднов Н.А.

Группа 33225/4

Преподаватель

Заборский Е.В.

Санкт-Петербург

2015



1. Основные сведения о конструкции механизма, принцип его работы

Съемник - приспособление ускоряющее и облегчающее разборку и сборку узлов и агрегатов, снятие и установку отдельных деталей. Съемник обеспечивает сохранность деталей.

Съемники делятся на универсальные и специализированные (для снятия определенных деталей).

Рис.1 Конструктивная схема механизма



2. Расчеты винта

2.1 Проектный расчет винта (по износостойкости)

Задача расчета: определение стандартных параметров заданной резьбы: диаметров и шага.

Критерий работоспособности (или условие расчета): износостойкость винтовой пары.

р ? [ р] (1)

где р - удельное давление в витках резьбы, МПа;

[р] - допускаемое удельное давление в витках резьбы, МПа

Схема нагружения винтовой пары

Рис.2 Схема нагружения винтовой пары

d - наружный (номинальный) диаметр винта; - средний диаметр резьбы; - внутренний диаметр винта по дну впадины; - рабочая высота профиля витка; s - шаг резьбы; б - угол профиля резьбы; b - ширина профиля резьбы у основания; - наружный (посадочный) диаметр закладной гайки; - высота гайки; - диаметр бурта гайки; - толщина диаметра бурта



Сделаем допущения, идущие в запас:

1. Пренебрегаем углом профиля резьбы.

2. Полагаем, что нагрузка на сопряженные витки резьбы распределяется равномерно. Тогда удельное давление можно определить в общем виде из следующего выражения:

p = = (2)

где - нормальная сила, действующая в витках резьбы, Н

- площадь соприкосновения витков резьбы винта и гайки, мм2

F - осевая нагрузка на винтовую пару (или механизм), Н

А - площадь проекции одного витка резьбы на плоскость, перпендикулярную к оси винта, ;

А =

В этом случае выражение (2) можно записать в виде:

P= (2a)

Введем вспомогательные коэффициенты г1 и г2:

Где

=

- коэффициент рабочей высоты профиля резьбы, откуда

= * s;



s- шаг резьбы, мм

Для трапецеидальной резьбы = 0.5

= (г2=1,6…2,5)

где - высота гайки, откуда

= г2 * = s* z

или

z =

Выражение (1) с учетом сделанных преобразований и формулы (2а) можно записать в виде:

P= ? [р] (3)

А расчетное значение среднего диаметра резьбы () определяется из выражения:

= мм (4)

В соответствие с найденным расчетным значением d2*, ГОСТ 101770-82 (упорная резьба) выбираются стандартные параметры заданной резьбы: d2, d, d3, s

d= 28 мм

=25,5 мм

=22,5 мм

s=5 мм

2.2 Проверочный расчет винта на статическую прочность

Задача расчета: оценка работоспособности винта по критерию статической прочности

Условие прочности: s ? [ s]

где s - расчетный (действительный) коэффициент запаса (статической прочности);

[ s] - допускаемый (нормативный) коэффициент запаса;

Для стального винта [ s] = 2,5…3,0

Сталь 45 - закалка, вода, HRC-48:

s=

где - опасное (предельное) напряжение, МПа

- действующее (максимальное, расчетное) напряжение, МПа

В качестве опасного (предельного) напряжения для стального винта при статическом нагружении принимается - предел текучести.

При работе винтового механизма стержень винта нагружен осевой сжимающей силой и крутящим моментом в результате чего в его сечениях возникают нормальные напряжения сжатия и касательные напряжения кручения , т.е. рабочий участок винта находится в сложном напряженном состоянии. (Эпюры продольной силы и крутящего момента представлены на рис.2).

В этом случае расчет ведется по эквивалентным напряжениям, определяемым по одной из теорий прочности.



Рис. 3 Схема нагружения винтовой пары пресса, струбцины

где,

==;

;

В качестве опасного сечения рассматривается сечение, обладающее наименьшими размерами, в котором внутренние силовые факторы (N и T) имеют максимальные значения, устанавливаемые по соответствующим эпюрам

Для съемника:

= ; = 8 мм;

Определение момента трения в резьбе:



где

= arctg

- угол подъема винтовой линии, град

= arctg

- приведенный угол трения, град

- рабочий угол профиля резьбы; - угол профиля резьбы

=; = - для трапециидальной резьбы;

=0,2- коэффициент трения скольжения (Сталь - чугун 0,17 - 0,20)

;

Определение момента трения в опорной пяте:

1. Коническая пята съёмника (рис. 3)

Момент трения:

=

- больший диаметр конической поверхности контакта, мм;

- малый диаметр конической поверхности контакта, мм;

= - угол конуса хвостовика, равный углу центрового отверстия;



Рис.4 - коническая пята съёмника

для = 40 мм

=10,6 мм

мм

L=6,3 мм

= 4,85 мм

(сталь-сталь)

= = 30199,8 Нмм;

2.2.1 Проверка механизма на самоторможение

Условие самоторможения:

с* > ш или arctg> arctg

Условие выполняется.



2.3 Проверочный расчет винта на устойчивость

Условие устойчивости: ? []

где [] - нормативный коэффициент запаса устойчивости;

[] = 3…5

=

- расчетный коэффициент запаса устойчивости

Рис.5 Расчетная схема при расчете винта на устойчивость

и соответственно определяются в зависимости от расчетного значения податливости л:

л=

где



= + 0,5, мм;

- осевое перемещение винта, мм;

- высота гайки

* =z * s, мм;

z - число витков резьбы (не более 10-ти).

=145,5мм

м - коэффициент приведения длины стержня (учитывает условие заделки) ; J - момент инерции сечения винта, ; - площадь поперечного сечения винта по диаметру;

J=;

= 397,6

л===48,31

Расчетное значение гибкости л сравнивается с критическими значениями и :

Сталь 45:

= 85;

= 54;

= 950 МПа;

а = 450 МПА;

b= 1,67 МПА;



Рис. 6 Зависимость критического напряжения от гибкости винта

Если л? л2, то

укр = уТ,

т.е. работоспособность винта определяется критерием прочности,

поэтому проверочный расчет на устойчивость не проводится (рис.5).

Fкр= укр?Ав= 950 Мпа * 397,6 = 377,72 кН

=



3. Расчет гайки

3.1 Определение посадочного диаметра гайки (проектный расчет)

Критерий работоспособности - статическая прочность гайки при растяжении. Опасное сечение - 1 - 1 (рис. 1);

Условие расчета: ? [], где

[] = - [s] = 4…5

- предел прочности текучести для чугуна;

=;

где

= []

- площадь опасного сечения гайки (при растяжении);

( + 1) - учитывает зазор в винтовой паре;

Гайка СЧ20- песчаная форма:

[] = = = 51,5 МПа

Определим расчетное значение посадочного диаметра гайки , решая исходное неравенство:



= == 29 мм

далее, расчетное значение округляем до стандартного, из ряда предпочтительных чисел

мм.

3.2 Определение диаметра бурта гайки DБ (проектный расчет)

Критерий работоспособности - статическая прочность гайки на смятие

Условие расчета: ? [], где

= 0,4 - для чугуна;

=;

где

= []

- площадь смятия с учетом заходной фаски корпуса с=(2…2,5)х;

Определим расчетное значение бурта гайки, решая исходное неравенство:

= = = 37 мм;



далее, расчетное значение округляем до стандартного, из ряда предпочтительных чисел

мм.

3.3 Проверочный расчет бурта гайки на срез

Назначаем толщину бурта гайки, принимая ее равной: = (0,20…0,30)

51=13 мм;

Опасное сечение: 3 - 3 (рис. 3);

Условие статической прочности при срезе: ? [];

где

[] = = ; [s] = 4…5

- для чугуна;

[]==59,51 МПа;

=10,12 МПа

3.4 Проверочный расчет витка резьбы гайки на срез

Опасное сечение: 4 - 4 (рис.1); Схема нагружения витка - рис.6 ;

Условие статической прочности при срезе: [].

== ;



где b - ширина (толщина) витка у основания;

= 0,65?s=0,65*5 = 3,25 мм - для трапецеидальной резьбы;

==10;

Рис. 7 Схема нагружения витка резьбы при расчете на срез

= 6,82 МПа

[].



4. Расчет рукоятки

4.1 Определение расчетной длины рукоятки (проектный расчет)

Расчетная длина рукояти определяется из условия:

Т = + = ЃE ЃEm ЃЁ =, Нм

= 120…200 Н - при длительном режиме работы;

=200 Н

= 412 мм;

Общая длина рукоятки: = + (100…150) = 550 мм.

винтовой механизм резьба конструкция

Рис. 8 Схема нагружения рукоятки



4.2 Определение диаметра рукоятки (проектный расчет)

Критерий работоспособности: статическая прочность при изгибе

Условие прочности: ? [];

где

[] = = ;

[s] = 1,5…1,8; материал рукоятки - Сталь Ст3:

= 240 МПа;

== ;

Dог ? (1,5…1,8) - диаметр оголовка винта;

-= 412 - = 390 мм;

[] = = 160 МПа;

Определим расчетный диаметр рукоятки из условия прочности:



5. Оценка КПД винтового механизма

КПД винтового механизма определяем из выражения:

з = = 0,14 или 14



Литература

1. В.Н.Комков Проектирование передачи винт-гайка Л., ЛПИ, 1983

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/Под ред. Чернавского С. А. и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с. (для выбора материала гайки)

Размещено на Allbest.ru