Домкрат винтовой с храповым механизмом

/

/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

Национальный аэрокосмический университет Им Н.Е. Жуковского «ХАИ»

ДОМКРАТ ВИНТОВОЙ С ХРАПОВЫМ МЕХАНИЗМОМ

Пояснительная записка к домашнему заданию

Дисциплина - Конструирование машин и механизмов

Харьков - 2010г.

Содержание

Введение

1. Основные исходные данные

2. Расчёт винта

3. Расчет пяты

4. Расчёт гайки

5. Расчёт рукоятки

6. Расчёт и проектирование корпуса механизма

7. Определение КПД механизма

Заключение

Список использованных источников

Введение

Передача винт-гайка предназначена для преобразования вращательного движения в поступательное. При этом обеспечивается очень большой выигрыш в силе. Такие передачи широко используются в авиационной технике: в домкратах, съёмниках, подъёмниках шасси и др.

Преимущества такой передачи - это большая несущая способность при малых габаритах, возможность достижения высокой точности перемещения, простота конструкции и изготовления.

Недостатком является маленький КПД таких передач.

В данной работе спроектирован домкрат винтовой с храповым механизмом. Рассчитаны винт, гайка, корпус винтовой передачи.

1. Основные исходные данные

1. Действующая сила (H) F=14000;

2. Размер H max (мм ) =750;

3. Ход винта h=0,4 H max;

4. Тип резьбы ГОСТ 9484

Так как механизм ответственный и испытывает большую нагрузку, то материалы винта назначаем из качественной стали, а для гайки - из безоловянистой бронзы.

Для винта: 65Г (в= 1200 т=1000 HRC=34…42);

Для гайки БрАЖН10-4-4(в=650 E=120000 HRC=100).

2. Расчёт винта

Во всех случаях винт работает на сжатие (растяжение) и кручение. Винты должны одновременно удовлетворять условию прочности при продольном изгибе и условию допускаемой гибкости:

;

;

Наиболее допускаемая гибкость для грузовых винтов . Задаёмся гибкостью и коэффициентом запаса - , S=4. Допускаемые напряжения для стальных винтов определяются по формуле:

;

Находим диаметр винта по критериям, определяющим работоспособность передачи винт-гайка, исходя из условий: прочности на сжатия с учётом устойчивости, допускаемой гибкости, износостойкости рабочих поверхностей витков резьбы.

а) Условие прочности на сжатия с учётом устойчивости.

,

где k - коэффициент, учитывающий скручивание тела винта моментом в опасном сечении. Принимаем k=1,2;

- коэффициент уменьшения основного допускаемого напряжения , =0,69;

- отношение внутреннего диаметра d0 к внешнему d1 (для сплошного сечения ).

б) Условие по допускаемо гибкости.

где - коэффициент приведённой длины винта, который равен 2;

- коэффициент полноты сечения, 0,25(для сплошного винта);

=0.4Нmax=0.4•750=300мм- свободная длина винта,;

;

в) Износостойкость рабочих поверхностей витков резьбы.

где d2 - средний диаметр резьбы винта;

=H /d2 - коэффициент высоты гайки (для ходовых винтов принимают конструктивно 1,2…2,5);

H- высота гайки;

=h /P - коэффициент высоты резьбы (h- высота профиля резьбы, Р - шаг резьбы). Для трапецеидальной резьбы =0,5;

[Fуд] - допускаемое удельное давление. [Fуд]=7 МПа;

.

По наибольшему диаметру подбираем резьбу (вычисленному по допускаемой гибкости):

Таблица 1 - Параметры резьбы

Рис.1 - Резьба трапецеидальная

Проводим проверочные расчёты на условие самоторможения и на прочность в опасном сечении.

Расчёт на условие самоторможение.

Угол подъёма средней винтовой линии резьбы

винт гайка изгиб работоспособность

°,

где P - шаг резьбы;

d2 - средний диаметр резьбы;

і-количество заходов.

Приведенный угол трения: ,

Условие самоторможения выполняется.

Дальше выполняем проверку винта на прочность в опасном сечении:

;

;

.

Условие прочности выполняется.

3. Расчёт пяты

Размеры шариковых подшипников в механизмах, с ручным приводом определяется из расчета статической грузоподъемности:

где n - 1,2…1,5 - коэффициент надёжности,

F - эквивалентная нагрузка подшипника, Н;

С0 - статическая грузоподъемность.

.

По значению С0 подберём подшипник из справочника /4/ по ГОСТ 7872-89 , подшипник 8103.

Внутренний диаметр подшипника d=17мм;

Внешний диаметр подшипника D=30мм;

Высота подшипника H=9мм;

Все остальные размеры пяты назначаем из конструктивных соображений. Мп=F·fd/2=14000·0.001·17/2=119(H·мм)

4. Расчет гайки

Гайки обычно изготавливаются из материалов, имеющих в паре со стальным винтом низкий коэффициент трения и хорошую износостойкость. К таким материалам относятся оловянистые и безоловянистые бронзы, латунь, металлокерамика и антифрикционный чугун.

Принимаем, что гайка изготовлена из безоловянистой бронзы БрАЖН10-4-4(в=650 E=120000 HRC=100);

Гайки выполняются в виде цилиндрических втулок, которые запрессовываются или ввинчиваются в подвижный или неподвижный корпус. В данном случае конструкцию гайки выбираем таким образом, чтобы распределение нагрузки по виткам резьбы было наиболее равномерным.

При расчёте резьб гаек допускается, что осевое усилие распределяется по виткам равномерно, а угол подъёма витков настолько мал, что их можно рассматривать в виде плоских круговых колец. В гайке рассчитывают резьбу (на изгиб, срез и удельное давление), основные её размеры (H, D), а также отдельные элементы (посадка в корпус, упорный буртик , фиксирующие детали и др.).

Рис. 2 - Конструкция гайки

Тело гайки подвергается кручению и сжатию.

Наружный диаметр тела гайки определяется из условия прочности:

где k -коэффициент, учитывающий скручивание тела гайки, k=1,3;

допускаемое напряжение сжатие или растяжении

,

.

Наружный диаметр принимаем , диаметр мал поэтому назначаем его конструктивно .

Примем D=62(мм)

Число витков определяем из уравнения:

Высота гайки:

Проводим проверку витков резьбы на прочность, так как материал гайки обладает более низкими механическими свойствами, чем материал винта. Исходя из условия прочности витка на срез:

а) Проверка на срез:

,

где - ширина витка в корневом сечении резьбы: ;

б) Проверка на изгиб:

где p-равномерно распределенная нагрузка:

Условия выполняются.

Размер заплечика определяем из условия смятия материала гайки под действием силы F по уравнению:

,

Из конструкторских соображений принимаем =7 мм.

Высоту заплечика определяется из условия изгиба под действием нагрузки F, без учёта запрессовки и трения на поверхности гайки, по уравнению:

.

Из конструкторских соображений принимаем h=7 мм

Гайку в корпус ставим по посадке с гарантированным натягом. Для уменьшения натяга гайку в корпусе фиксируем штифтом, который должен удерживать гайку от проворачивания при работе механизма.

Рис.3 - Соединение гайки с корпусом с помощью штифта

Расчет штифта выполним из условия его среза по сечению или смятия поверхности под действием момента винтовой пары:

Принимаем d0 равный 6 мм. Проверим выполнение условия прочности при работе на смятие:

Принимаем из конструктивных соображений .

По справочнику подбираем штифт: Штифт 6Г12 ГОСТ 3128-70.

5. Расчёт рукоятки

В переносных винтовых механизмах чаще всего применяются перекидные рукоятки либо рукоятки с храповым механизмом. Соединение храпового колеса с винтом бывает шпоночным, штифтовым или профильным. Выбираем шпоночное соединение в соответствии с ГОСТ23360-78 по диаметру вала:30-38мм соответствует шпонка 10х8 мм.

Материал рукоятки: сталь 45 без термообработки

.

Рассчитываем нужную длину рукоятки, исходя из усилия рабочего Q=200Н.

Mp=M B.P +Мп =30340.2+119=30459=Qlp;

;

Принимаем длину рукоятки ;

Диаметр рукоятки определяется из условия прочности на изгиб:

;

Принимаем диаметр ;

Выбираем материал храпового механизма: Сталь 40ХН [?u]=370МПа;

Размеры храпового колеса не гостированы и выбирается конструктивно:

Dх=2d=2.36=72(мм);

Dх-- наружный диаметр храпового колеса;

-- ширина храпового колеса;

принимаем ;

--ширина зуба, где z -- количество зубьев;

z=8

--ширина зуба;

Х1=0,75.Dx=0.75.72=54--расстояние от центра храпового колеса до центра оси собачки.

--длина зуба храпового колеса

Конструктивно принимаем

После эскизирования данного храпового механизма выполним проверочные расчёты.

1) Рассчитаем зуб храпового колеса на изгиб

где N-- нормальная сила

где М -- момент рукоятки

;

условие выполняется

2) Определим силу действующую на ось собачки

;

Угол возьмём из эскиза. Он равен 300. Тогда:

Определим размер оси собачки по уравнению:

полученного из условия

3) Ось собачки рассчитываем на срез, как двухсторонний стержень:

-- условие выполняется

Окончательно выбираем

-- прочность в сечении 1-1

где -- момент сопротивления

-- площадь сечения 1-1

- коэффициент полноты сечения

условие выполняется

Прочность в сечении 2-2:

где W-- момент сопротивления сечения 2-2

Х2-- расстояние от центра храпового колеса до сечения 2-2

Х2=86 мм [?u]=370МПа

Условие выполняется

Шпонку храпового колеса рассчитываем на смятие:

;

z -- число шпонок; z=1;

d --диаметр винта; d=36(мм);

l --длинна шпонки; l=30(мм);

h --высота шпонки; h=7(мм);

b --ширина шпонки; b=7(мм);

;

Условие выполняется

Окончательно выбираем шпонку по ГОСТ23360-78

с размерами h=7(мм); b=7(мм); l=30(мм);

6. Расчет и проектирование корпуса механизма

Корпус домкрата выполняют литым из чугуна с толщиной стенки мм.

Рис.4 - Корпус домкрата

Материал корпуса испытывает напряжения сжатия от силы веса поднимаемого груза и напряжения от действия момента винтовой пары.

Корпус домкратов для обслуживания авиационных изделий представляет собой пространственную конструкцию, из стальных (25ХГС, 30ХГС) или дюралевых (Д-16) труб или уголков.

Тогда F ?3.14/4(D1?-D2?) []

=

Опорная плита домкрата квадратная. Её площадь подбирается из условия смятия материала, на который устанавливается домкрат. Для дерева [] = 1...2 МПа:

, необходимый диаметр 79 мм.

Толщина плиты принимается равной , проверяется по условию прочности на изгиб:

Для круглой плиты

,

,

,

.

7. КПД механизма

Коэффициент полезного действия винтовой пары скольжения определяется по формуле:

Таким образом, = 0.3963 = 39.63 %.

КПД механизма:

Заключение

В данной работе был рассчитан и спроектирован домкрат винтовой Подобраны материалы деталей конструкции, а также проведены проверочные расчёты деталей на прочность. Закреплён и усвоен материал читаемого курса и приобретены первичные навыки конструкторской работы,

Коэффициент полезного действия данной винтовой передачи равен 39.5%. Это значение далеко от максимального значения КПД винтовой передачи, что указывает на то, что передача, в основном, работает на трение.

Список использованных источников

1. Решетов Д.Н. «Детали машин». М., «Машиностроение»,1975. 496 с.

2. Ефоян А.С., Дорофеев В.Г.,. Муравьева В.А., Шебанов И.Г. Проектирование винтовых механизмов авиационных устройств и роботов. Учебное пособие. Харьков: ХАИ,1989. 87 с.

3. Яковлев Ю.В.Расчет и проектирование устройств с винтовой передачей. Учебное пособие по курсовому и дипломному проектированию. Харьков:ХАИ,1978. 85 с.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. М., «Машиностроение»,1979.

5. Иванов М.Н. «Детали машин». Курсовое проектирование. М., «Высшая школа»1975. 551 с.