Определение параметров резьбы винта и гайки
Расчет винта на устойчивость и прочность. Проверка на самоторможение, определение размеров маховичка. Определение размеров и проверка гайки, стойки, рычага. Расчет резьбового соединения основания сварочной плиты. Определение КПД проектируемого механизма.
Рубрика | Производство и технологии |
Вид | реферат |
Язык | русский |
Дата добавления | 01.09.2010 |
Размер файла | 28,0 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Санкт-Петербургский Государственный Морской Технический Университет.
Кафедра деталей машин и подъемно-транспортных машин
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к расчетному проекту по деталям машин
РАЗРАБОТАЛ
Студент 32АГ1 гр. Ростунов Д.А.
РУКОВОДИТЕЛЬ
Профессор Кривенко И.С.
1998
Содержание
Определение параметров резьбы винта и гайки
Расчет винта на устойчивость
Проверка на самоторможение
Расчет винта на прочность
Определение размеров маховичка
Определение размеров пяты
Определение размеров и проверка гайки
Определение размеров и проверка стойки
Определение размеров и проверка рычага
Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты
Определение КПД проектируемого механизма
Литература
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=ТР+ТП (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
Рисунок 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 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
(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 .
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.
Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты
Размеры соединения В=100мм; y=40мм.
Определим усилие затяжки болта обеспечивающее нераскрытие стыка по формуле
(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 .
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.
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. Кривенко И.С. Проектирование винтовых механизмов. Л., 1986.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. Т.1. М., 1979.
Подобные документы
Расчет передачи винта гайки скольжения. Определение числа витков резьбы гайки. Расчет тела гайки на прочность, а также выбор подшипника. Проверка стержня винта на прочность по приведенным напряжениям. КПД резьбы скольжения. Расчет проушины и штифтов.
курсовая работа [150,8 K], добавлен 25.02.2012Определение среднего диаметра резьбы и размеров гайки, диаметра траверсы. Проверка условия самоторможения. Расчет стопорного винта и рукоятки. Определение размеров поперечного сечения захвата. Расчет сварных швов крепления траверсы к корпусу гайки.
курсовая работа [430,2 K], добавлен 24.02.2014Проверочный расчет винта на статическую прочность и устойчивость. Определение внешнего диаметра гайки. Расчетная схема гайки. Определение диаметра бурта гайки. Расчет размеров рукоятки. Расчет длины и диаметра рукоятки. Расчетная схема рукоятки.
практическая работа [182,4 K], добавлен 25.10.2009Этапы проектировочного расчёта винта. Анализ схемы для расчета винта на износостойкость. Основные особенности проверки обеспечения прочности и устойчивости винта принятыми размерами. Приведение расчета винт-гайки. Рассмотрение параметров резьбы винта.
контрольная работа [384,4 K], добавлен 27.08.2012Основные сведения о конструкции винтового механизма, принцип его работы. Проектный расчет винта по износостойкости, на статическую прочность и устойчивость. Определение посадочного диаметра гайки и размеров рукоятки. Оценка КПД винтового механизма.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 07.08.2013Определение размеров винта и гайки. Проверка соблюдения условия самоторможения. Конструирование дополнительных элементов передачи винт-гайка. Выбор размеров поперечного сечения ключа. Расчет тисы для закрепления деталей на столе фрезерного станка.
контрольная работа [333,8 K], добавлен 26.10.2012Проектирование зажимного устройства для отрезки заготовок. Выбор материала для винтовой пары и типа резьбы, их проектный расчет из условия износостойкости с проверкой на самоторможение. Расчет параметров пяты, гайки, винта, рукоятки и параметров передач.
курсовая работа [227,5 K], добавлен 30.03.2010Проектировочный расчет винта домкрата, расчет напряжения кручения в опасном сечении. Величина критической силы винта. Определение внешнего диаметра гайки домкрата, расчетная схема. Расчет длины и диаметра рукоятки, фактическое напряжение изгиба.
контрольная работа [723,3 K], добавлен 16.02.2012Определение основных размеров подшипника и предельных отклонений на присоединительные размеры. Расчёт предельных диаметров и допусков резьбового соединения. Выбор поверхности центрирования и посадки для шлицевого соединения. Расчет допусков размеров.
курсовая работа [112,9 K], добавлен 09.04.2014Определение смоченной поверхности, расчёт сопротивления трения судна. Определение полного сопротивления движению судна по данным прототипа. Профилировка лопасти гребного винта, его проверка на кавитацию. Расчёт паспортной диаграммы гребного винта.
курсовая работа [119,3 K], добавлен 23.12.2009