У нас есть несколько работ на данную тему. Вы можете создать свою уникальную работу объединив фрагменты из уже существующих:- 16 Кб.
- Детали машин 25.4 Кб.
- Лекции Детали Машин 7.6 Кб.
Детали машин
Работа из раздела: «
Разное»
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<50) то расчет, его на устойчивость не
требуется.
Проверка на самоторможение
Самотормозящаяся винтовая пара должна удовлетворять условию
[pic],
(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
[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=32МПа<[s]=196МПа, то условие прочности выполняется.
Определение размеров маховичка
Необходимый диаметр маховичка Dм находится по формуле
[pic],
(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,
[pic], (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
[pic]. (21)
Допускаемое давление [1] [q]=40 МПа. Подставляя значения в формулу (21),
получаем
[pic].
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
Рис. 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
(22)
и напряжение кручения
[pic]. (23)
Эквивалентное напряжение определяются по формуле (15). Получим
[pic].
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
[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
