Содержание

Содержание 1
Бланк задания 2
1. Определение параметров резьбы винта и гайки 2
2. Расчет винта на устойчивость 3
3. Проверка на самоторможение 3
4. Расчет винта на прочность 4
5. Определение размеров маховичка 5
6. Определение размеров пяты 6
7. Определение размеров и проверка гайки 6
8. Определение размеров и проверка стойки 8
9. Определение размеров и проверка рычага 9
10. Расчет резьбового соединения основания и сварочной плиты 9
11. Определение КПД проектируемого механизма 10
Литература 12

Бланк задания

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]

[pic] ,

(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 [pic]
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

[pic]. (2)
Число витков гайки

[pic]. (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

[pic]. (8)
Так как гибкость винта мала (l=1,3 [1]; j – угол подъема винтовой линии на среднем цилиндре; r’ – приведенный угол трения.
Угол подъема винтовой линии на среднем цилиндре

[pic] . (10)

Приведенный угол трения

[pic] , (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 [pic]
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

[pic]. (12)
Напряжение сжатия sc определяется по формуле

[pic]. (13)
Напряжение кручения

[pic] . (14)
Эквивалентное напряжение

[pic]. (15)
Допускаемое напряжение определяется по формуле

[pic], (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=32МПаsэ=28МПа, условие прочности выполняется.
Из [1] диаметр буртика гайки D3=1.25D2=1.25*35=44мм
Вероятность смятия будет исключена, если выполняется условие

[pic]. (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

[pic], 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

[pic]. (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
[pic].
Проворачиванию гайки в корпусе под действием момента ТР противодействует момент трения ТБ, равный

[pic], (26) где f3=0,2 – коэффициент трения покоя между буртиком и корпусом [1]. Тогда

[pic].
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

[pic], (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,

[pic].

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

[pic] (28) где [sСМ]=60МПа – максимальное допускаемое напряжение [1]. Подставляя значения в формулу (28), получим

[pic].
Основание и стойка выполняются из двух отдельных деталей и соединяются при помощи сварки. Найдем необходимый катет шва [1] по формуле

[pic] (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 [pic].

Определение размеров и проверка рычага

Высота опасного сечения рычага [1] hO=50мм. Ширина рычага b0=13мм.
Проверим рычаг на прочность по формуле

[pic], (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 [pic].

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

[pic] (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

[pic].

Внешнюю осевую нагрузку на болт найдем по формуле

[pic]. (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

[pic], (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]

[pic]. (36)
Подставляя в формулу (36) значения Q=6000Н, r’=0,119, j=0,084, ТП=3840Н*мм и d2=18мм, получаем

[pic]

Литература

1. Кривенко И.С. Проектирование винтовых механизмов. Л., 1986.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Т.1. М., 1979.

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

-----------------------

[pic]

Рис. 3. К расчету резьбового соединения

Lб

d6

d5

А

[pic]

Рис.2. Гайка