Расчет винтового механизма

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Натяжное устройство транспортера рис. 1

Рис. 1. Натяжное устройство транспортера

Исходные данные:

Максимальное усилие на винте Q=7 кН,

Осевое перемещение H=300 мм,

Производство М - мелкосерийное.



1. Анализ конструкции натяжного устройства

Натяжные устройства применяются для создания и поддержания постоянным, в процессе эксплуатации натяжения гибкого тягового органа в ленточных транспортерах, другие конструкции применяются с той же целью в ременных и канатных передачах. Необходимое натяжение осуществляется путем перемещения барабана.

Основные элементы устройства - станина с опорами 1, крышка 2, винт 3, гайка 4, ползун 5, барабан 6. Ось барабана в данном устройстве закреплена в двух ползунах. Ползуны имеют возможность перемещаться вдоль направляющих, одна из которых выполнена в станине, другая в крышке. При ввинчивании винтов в гайки расположенные в левых опорах станин, ползуны вместе с осью барабана перемещаются вправо, за счет чего и происходит натяжение ленты транспортера. Так как вращение винта в этом устройстве осуществляется нечасто, резьбу для него можно выполнять прямо в опоре, по той же причине допускается в данном устройстве применять метрическую резьбу. Вибрации при работе транспортера могут привести к самопроизвольному отвинчиванию винта и ослаблению натяжения ленты, поэтому для винта должно быть предусмотрено стопорное устройство (например, в виде контргайки 7).



2. Выбор типа резьбы и материалов винтовой пары

Данный механизм относится к настроечным или регулируемым механизмам, поэтому он работает не продолжительное время. Данный механизм согласно таблице 3.1 [1] можно отнести к группе IV принимаем резьбу метрическую, материал винта Стали 40, 45 и гайки Стали Ст0 - Ст3. Для данных материалов допускаемое давление [q]=6 МПа [1].

Для выбора резьбы определяем средний диаметр резьбы по критерию износостойкости:

, (1)

где Q - осевое усилие, действующее на винт; _h - коэффициент рабочей высоты профиля резьбы, _h = 0,54 - для метрической резьбы;

d₂ - средний диаметр резьбы;

_H - коэффициент высоты гайки (где Hг - предварительная высота гайки, точнее, длина ее нарезанной части), _H =1,5 (меньшие значения коэффициента для более крупных диаметров резьбы). Определим средний диаметр резьбы по зависимости (1)

Принимаем резьбу М24 основная резьба (шаг P=3 мм) ГОСТ 8724-81, ГОСТ 9150-81, ГОСТ 24705-81.

2.1 Проверка на самоторможение и на число витков гайки

После определения диаметра резьбы необходимо проверить выбранные резьбы на самоторможение. Под самоторможением понимается обеспечение невозможности самопроизвольного движения винта под действием рабочей нагрузки (самопроизвольное раскручивание).

Для обеспечения самоторможения механизма должно выполняться условие:

,

где - коэффициент запаса самоторможения, к которым не предъявляются жесткие требования в отношении самоторможения 1,1;

- приведенный угол трения;

=4^° - угол подъема винтовой линии.

Приведенный угол трения :

,

где =0,12 - коэффициент трения, зависящий от шероховатостей рабочих поверхностей витков и материала гайки, выбирается по таблице 3.3 [1].

Определим приведенный угол трения

Определим коэффициент запаса самоторможения

.

- угол наклона рабочей грани витка к торцевой плоскости винта: для метрической резьбы - =30.

Угол подъема винтовой линии зависит от геометрии резьбы:

,

где - шаг резьбы;

- число заходов резьбы;

- средний диаметр резьбы.

Определим угол подъема винтовой линии

Результаты расчета коэффициента запаса самоторможения запишем в таблицу с параметрами резьбы (см. расчет на износостойкость).

Таблица 1.

№	Шаг резьбы P	Наружный диаметр d	Средний диаметр d2	Внутр. Диаметр d1	Число витков гайки z	Приве-денный угол трения	Угол подъема винтовой линии	Коэф. запаса самотор-можения kс
1	3	24	22,05	20,752		13,49	2,46	5,48
2
3
4

Для 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 (п. 3.2) [1].

Определим количество витков гайки:

.

Полученное значение количества витков гайки находится в указанных пределах.



3. Выбор конструкции пяты

Рассмотрим конструкцию пяты винтового натяжного устройства транспортера. Под пятой подразумеваем опорную поверхность, к которой прикладывается осевое усилие Q со стороны ползуна. При вращении винта ползун остается неподвижным, поэтому на опорной поверхности пяты возникает трение, для уменьшения которого применяют смазку.

Рис. 2. Конструкция кольцевой пяты натяжного устройства транспортера

Винт будет установлен в отверстии ползуна хвостовым участком винта. Диаметр хвостового участка винта можно принять , где d - наружный диаметр винта. Определим его значение

=0,6*24=14 мм.

Примем диаметр хвостового участка винта = 14 мм.

Диаметр находится из условия износостойкости трущихся деталей:

, (2)



где = 25…40 МПа - допускаемое давление на поверхности пяты. Определим по формуле (2)

мм.

Определим высоту выступа на ползуне можно принять ,

Принимаем высоту выступа 21 мм.

Момент трения на торцевой поверхности ползуна будет равен:

, (3)

где = 0,10…0,12 - коэффициент трения стальной торцевой поверхности ползуна о стальной винт. Рассчитаем по зависимости (3) момент трения



4. Расчет прочности винта

Проверка на прочность винта выполняется по условию прочности на одновременное действие растяжения и кручения. Для этого строятся эпюры растягивающих сил N, крутящих моментов M_кр, напряжений растяжения , кручения и эквивалентных напряжений . Определим конструкцию винта и его размеры.

Определим длину винта Lв=S+H+H_г+2*h_п=15+300+38+2*21= 395 мм.

Для построения расчетной схемы к винту прикладываются нагрузки, винт разбивается на участки, границами которых являются точки приложения нагрузки и границы сечений винта. Пронумеруем участки винта.

Рис. 3. Размеры винта

Построим эпюры моментов и приложим его на головки винта. Момент трения в резьбе распределен по высоте гайки, хотя для упрощения на схеме, его показывают в виде сосредоточенного момента. Величина определяется по формуле:

.

Подставим значения и определим

.

Расчет на прочность каждого участка ведется по эквивалентному напряжению (по энергетической теории прочности):

,

;

;

- осевое усилие, действующее на винт;

- момент, скручивающий винт;

- диаметр рассматриваемого сечения винта;

- площадь поперечного сечения винта;

- полярный момент сопротивления поперечного сечения винта.

Допускаемое напряжение выбирают:

,

где - предел текучести материала винта, для стали 45 предел текучести =350 МПа;

- коэффициент запаса прочности винта, для винтовых механизмов рекомендуется принять =3. Определим допускаемое напряжение

Распределим винт на участки.

1, 2 -участок, винт с гайкой;

3- участок, диаметр шейки винта;

4 - участок, диаметр пяты.

Рис. 4. Эпюры к расчету прочности винта

Геометрические характеристики участков:

1, 2- участки, d_вг=24мм.

3- участок, d_п=14 мм.

;



4 - участок, D_п=21мм.

.

Определим напряжения, действующие в сечении винта, и рассчитаем на прочность по эквивалентным напряжениям.

1-2 участок, .

3- участок .

4- участок .

Определим эквивалентные напряжения на каждом участке винта.

1,2 -участок, ,=116,6 МПа.

3 - участок, ,=116,6 МПа.

4- участок, , =116,6 МПа.

На всех участках условие прочности соблюдается. Расчет параметров передачи. Коэффициент полезного действия передачи:



.

Момент на ключе для регулировки натяжения:

Н•мм.

Расчетная длина рукоятки ключа:

,

где F_р = 200 Н - усилие на рукоятке ключа.

Принимаем L_р = 150 мм.

Передаточное число передачи винт-гайка:

.



5. Проектирование гайки

Ходовая гайка винтового механизма должна иметь простую конструкцию, легко монтироваться, не проворачиваться в корпусе из-за момента трения в резьбе и не выпадать при переворачивании механизма.

Обычно гайка по конструкции представляет собой цилиндрическую втулку с буртиком, который передает осевую нагрузку от винта на корпус. Данная конструкция является самой простой при изготовлении и монтаже, но не гарантирует от проворачивания или выпадения при использовании посадки с зазором. В пункте 3.7.3 [1] описаны способы предохранения от проворачивания и выпадения гайки.

5.1 Расчет геометрических размеров гайки

При расчете гайки по критериям прочности ее размеры обычно получаются небольшими, поэтому размеры гайки задают конструктивно по приведенным ниже зависимостям, после чего выполняют проверочный расчет на прочность.

Высота гайки равна (см. расчет на износостойкость):

.

Высоту гайки необходимо увеличить на ширину фаски резьбовой части гайки (рис. 3.8), т.к. часть резьбы, приходящуюся на фаску, при работе резьбы не учитывается.

Определим высоту гайки

Размер фаски должен быть не меньше высоты профиля резьбы: .

Высота профиля резьбы определяется:

.

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

Принимаем С₁=3 мм. Диаметр гайки назначают в зависимости от толщины стенки гайки :

,

где - конструктивная толщина стенки гайки, выбираемая по технологическим соображениям. Для гаек, фиксируемых в корпусе с помощью установочного винта в радиальном направлении

,

подставим значения и определим; принимаем 10 мм. Следовательно, диаметр гайки равен

Определим диаметр буртика гайки:

,

, принимаем, согласно ГОСТ 6636-69 D_б =53 мм.

Определим высоту буртика

.

Подставим значения всех величин принимаем h_б=8 мм.

Рис 5. Обозначение размеров гайки

Для удобства сборки в резьбовом отверстии делают фаску , на торце гайки - фаску , а в корпусе - фаску . Для снижения концентрации напряжений у буртика выполняют закругление . Фаски =2 мм и =1,6 мм, радиус закругления =1 мм назначается по таблице 3.4 [1], принимаем R₁=1мм.

5.2 Проверка гайки на прочность

Корпус гайки проверяется по условия прочности на разрыв усилием Q и одновременное скручивание моментом :

.

где - осевое усилие, действующее на винт;

- коэффициент, учитывающий напряжения от скручивания, = 1,25…1,3;

d - наружный диаметр резьбы;

- допускаемое напряжение растяжения; для стали ст3 принимаем = 120…140 МПа.

Определим напряжения, действующие на гайку

.

Условие выполняется.

Опорная поверхность буртика проверяется по условию прочности на смятие. Так как в корпусе для облегчения монтажа гайки сделана фаска , то внутренний диаметр поверхности работающей на смятие, будет :

.

где - допускаемое напряжение смятия: для стали ст3 примем = (0,8…1)_Т=0,8*250=200 МПа. Определим напряжение смятия, подставим значения в предыдущую формулу и получим

.

Условие выполняется. Буртик проверяется из условия его прочности на изгиб:

,



где - допускаемое напряжение на изгиб; для ст3 примем = 200 МПа.

Определим напряжения изгиба

.

Условие выполняется.



6. Расчет параметров передачи

Коэффициент полезного действия передачи:

.

Момент на ключе для регулировки натяжения:

Н•мм.

Расчетная длина рукоятки ключа:

,

где F_р = 200 Н - усилие на рукоятке ключа.

Принимаем L_р = 150 мм.

Передаточное число передачи винт-гайка:

.



Литература

транспортер винт гайка передача

1.А.И. Бабкин, А.С. Морозов. Проектирование винтовых механизмов. Учебно-методическое пособие для курсового проектирования. - Северодвинск, ИСМАРТ, 2015. - 78 с.

Размещено на Allbest.ru