racchet_rezbovih_coedinenii_i_vintovih_m ehanizmov (521861), страница 6
Текст из файла (страница 6)
Винт 4, перемещая ползун 5, преодолевает составляющую внешней силы Г = ГВ сОв 15, параллельную основанию, и силу трения Г„= Г„° ~ = ГВ ~ яи$~3 на направляющих корпуса от составляющей Г, перпендикулярной основанию, т.е. он сжатсилой Г = ГВ (соим+~ яиц) =9000 (сояЗО +0,15 яп30 ) = 8470 Н.
Здесь принято, что коэффициент трения пары ползун (сталь) - корпус (чугун) при наличии периодической смазки ~ = 0,15 (табл. 11). Резьбовое соединение серьга 7 - тяга 8 нагружено непосредственно растягивающей силойГн =9000 Н. Внешняя осевая сила, действующая на каждый из винтов 10, равна Г — — Г/~ = 8470/6=1410 Н, Здесь | = 6 - число винтов 10; Для определения расчетных нагрузок для болтового соединения крепления натяжного устройства к основанию зададимся осями координат Х, У, У с началом в центре масс стыка (под стыком будем понимать площадь контакта натяжного устройства с основанием).
При переносе внешней силы ГВ в центр масс стыка, последний оказывается нагружен: -отрывающейсилой Г„=Го ипф =9000 янЗО' =4500 Н; - сдвигающей силой Г„= ГВ . соя)э = 9000 ип ЗО = 7790 Н; - опрокидывающим моментом М = Гт Ь + Г, Х = 7790 100 + 4500 250 = 190400 Н.мм = 1904 Н.м 2б Натяжное устройство и эпюры моментов и сил Рис. 4 а - натяжное устройство; б - эпюры моментов и сил 2. Расчет грузового винта 2Л.
Определение основных параметров винтовой пары 4.РР С 4 8470 1,3 к [с~ 1г 120 напряжение материала тела винта 117 ~Р— — 117~Ь Здесь допускаемое 1= г~т/я= = 360/3 = 120 МПа (стр. 10); а о у = 360 МПа предел текучести стали 45 (табл. 7). Средний диаметр резьбы из условия ее износостойкости по формуле (11) будет Е 8470 п2 — 14,1 мм.
К 'Рь .!Ру ~Р] К 0,75 2. 9 Здесь принято: отношение рабочей высоты профиля к шагу для упорной резьбы Ру, = 0,75; относительная высота гайки х-'о- = 2; допускаемое давление в резьбе для пары незакаленная сталь по бронзе ~р~ = 9 МПа (стр. 11). Так как условие износостойкости требует большего диаметра резьбы, то по таблице 3 выбираем однозаходную упорную резьбу Я 16Х2 ГОСТ 10177-82 с параметрами: Ы=16 мм; Ы1 = 12,5 мм; Ы2 =14,5 мм; Р = 2мм. Винт работает на сжатие, а 1вя /0=450/16=28>7, поэтому необходима проверка винта на устойчивость (стр. 11). Так как приведенная длина винта 1 =,и 1яя = 0,7 ° 450 =315 мм болыпе 2,5 Ы1 = 25 12,5 = 312,5 мм, проверку на устойчивость будем вести по условию (13).
Здесь коэффициент, зависящий от условий закрепления винта 11 = 0,7 (см. рис. 2), поскольку один конец винта жестко заделан (гайка жестко закреплена на корпусе), а другой конец шарнирно оперт (опора винта перемещается с ползуном по направляющим корпуса). Тогда по формуле (13) ж Е Х 1г 2,1 10 1400 2,5 315 где Е = 2,1 10 МПа - модуль упругости стали; э = 2,5 - коэффициент запаса 5 4 1г.
гг4 ~ д' 12,5 16 устойчивости; Х = ° (0,4+ 0,6 ) = ° (0,4+0,6 )=1400 мм'- 64 д1 64 12,5 приведенный момент инерции. Условие (13) выполняется, т.е. устойчивость винта обеспечена. Высота гайки по формуле (12) будет Н=1~ГЛ Ы2 =2 14,5=29 мм. Окончательно согласно ряду нормальных линейных размеров (табл. 9) принимаем Н =30 мм. Поскольку на винт передачи действует нагрузка одного направления выбираем упорную резьбу (см. раздел 1.2). Принимая коэффициент запаса прочности я=3, а коэффициент, учитывающий напряжения кручения, С = 1,3, найдем внутренний диаметр резьбы из условия статической прочности винта по формуле (10) 28 Эскиз опорного торца винта Рис. 5 Принимая конструктивно внутренний диаметр опорного торца возможно большим для обеспечения надежного штифтового соединения, но меньшим внутреннего диаметра резьбы винта (Нй =12 мм), при допускаемом давлении ~Р|т —— 30 МПа (табл.
10), наружный диаметр торцовой поверхности по формуле (1б) будет = 22,44 мм. Окончательно по ряду нормальных линейных размеров (табл. 9) принимаем Р = 24 г.г. Проверка тела винта на прочность мм. Поскольку привод натяжного устройства ручной, проверка винта на сопротивление усталости не целесообразна (стр. 14). Момент сопротивления в резьбе, формула (5) Тр = Гр .— ф (1~г+<)з') = 8470 ' ф(2,51+4,57) = 7630 и* мм аг, 14 5 2 2 поР 12 0 где 1Р = агсф = агсф = 2,51 -угол подъема витка резьбы; п0 = 1 - число т Ыг ж14,5 заходов резьбы (стр.З); ~з = агсф (~') = агсф 0,08 = 4,57 - приведенный угол трения резьбы; ~ = ~/сояВ = 0,08/соя3 = 0,08 - приведенный коэффициент трения 0 резьбы, формула (4); О = 3 - угол наклона боковой рабочей поверхности витка упорной Принимая конструктивно наружный диаметр торца винта Р =12 мм, т.е.
меныпе внутреннего диаметра резьбы (Ф1 =12,5 мм), а И0 =О, проверим торец винта на износостойкость по формуле (17) 4 Рр 4.8470 Рт — г г г -74,9 мп ~ (Р— ~(О) 1~.12 По условию (17) размеры торца недостаточны для подпятника из любого материала, указанного в табл. 10, следовательно, необходимо увеличить площадь поверхности торца. Увеличим зту площадь за счет накладки 1 (рис.
5) из антифрикционного чугуна ЛЧС-5, закрепленной на винте штифтом 2. 29 резьбы (стр. 5); ~ = 0,08 -коэффициент трения фрикционной пары винт (сталь) - гайка (бронза) при наличии смазки (табл. 11). Момент сил трения на торце, формула (6) Тт — — Р ~ = 8470 0,15 ' =11880 Н.мм, ,О; 187 2 2 2 (О но) 2 (24 — 12 ) где Ют — — — 18,7 мм - диаметр трения, формула (7); з (р~ 1~) з (г4'-1г') ~=0,15 - коэффициент трения пары наклалка торца (чугун) - ползун (сталь) при периодической смазке (табл. 11).
Согласно эшорам сил и моментов (рис. 4б) опасное сечение находится между гайкой и опорным торцом винта. На этом участке винт сжат силой Рр и скручен моментом Тт. Напряжения сжатия в опасном сечении (стр. 13) 0' = = = 69,02 МПа. 4 Рр 4 8470 ж Ы1 зг 12.5 Напряжения кручения в опасном сечении (стр. 13) ~кр т 11880 = 30,4 мпа. 0,2 Ы1 0,2 12,5 Эквивалентное напряжение, формула (18) =86,8 МПасЦ=120 МПа. Условие прочности выполняется. 2З.
Коэффициент полезного действии винтового механизма КПД винтовой пары по формуле (22) Ф(Ч') Ф(251 ) о 5з 17р Ф(1г'+'Р ) ф(2,51 +4,57 ) КПД механизма по формуле (23) тй г69О о 1зЯ, т +т 76ЗО+11880 Ы2 14,5 о где То =Рр ф(У)=8470 ' ф(2,51 )=2690 Н.мм - момент в резьбе, 2 2 расходуемый на совершение полезной работы. 2.4. Определение размеров воротна В качестве материала воротка принимаем сталь 35; по формуле (24) найдем длину воротка ТР + Тт 7630+11880 1н= =97,6 мм, Г я 200 Здесь принято усилие рабочего Р я = 200 Н (стр.15).
Окончательно принимаем 1д = 100 мм. Диаметр воротка по формуле (25) 7630 + 11880 0,1 128 0,1 Ц„ где М = Тр + ТТ = 7630 + 11880 = 19510 Н.м - изгибающий момент; Ц =ОТ/я=320/2=128 МПа - допускаемое напряжение изгиба;гуТ =320 МПапредел текучести для стали 35 (табл. 7); я = 2 -коэффициент запаса прочности (стр.15). Окончательно принимаем по ряду нормальных линейных размеров (табл.
9) дд = 12 мм. 3. Расчет незатннутого резьбового соединении (тнга - серьга) Здесь допускаемые напряжения смятия Ц = 0,55 [о~ 1 = 0,55 128=- 70,4 МПа (стр. 1б); допускаемое напряжение при растяжении - сжатии Ц 1 — — САЕТ /я = 320/2,5 = 128 МПа; предел текучести стали 35 (Уу = 320 МПа (табл. 7); я = 2,5 — коэффициент запаса прочности (принято большее значение, т.к. И <16 мм). Сравнивая полученные величины гсв, приходим к выводу о том, что из условия отсутствия смятия витков резьбы требуется большее значение длины свинчивания, поэтому, Резьбовое соединение тяти 8 (рис.
4а), ввинченной в серьгу 7, является незатянугым резьбовым соединением нестандартных деталей, нагруженным растягивающей силой Р =9000 Н. Принимаем материал серьги и тяги - сталь 35. Диаметр резьбы по формуле (30) будет 4 Рр 4 9000 к Цр к176 где Рр — — Р = 9000 Н расчетная сила; Цр — — 0,55 ° о'Т вЂ” — 0,55 ° 320 = 176 МПа допускаемое напряжение для незатянугых болтов из углеродистой стали 35; О'Т = 320 МПа - предел текучести стали 35 (табл. 7). Принимаем по таблице 1 резьбу М10 ГОСТ 9150-81 с параметрами: Н =10 мм, Ы1 =8,376 мм, Н2 =9,026 мм и Р =1,5 мм.
Длина свинчивания по условию среза витков тяги по формуле (27) ~св 9000 — — 7,02 мм. У И1 ~р А~ ~$ ~р ж 8 376 0 87 0 7 80 Здесь расчет ведем по резьбе тяги, так как материалы тяги и серьги одинаковы. При этом коэффициент полноты резьбы для метрической резьбы ~~ = 0,87; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по виткам резьбы, для резьбы с крупным шагом, при одинаковых материалах «винта» и «гайки» Аяя — — 0,7; допускаемое напряжение среза для стальных деталей И = 0,25 аут — — 0,25 320 = 80 МПа (стр.
15); предел текучести стали 35 О'Т = 320 МПа (табл. 7). Длина свинчивания по условию смятия витков по формуле (29) 4 Р Р 4.9000.1,5 св 1 31 округляя это значение по табл. 9, принимаем 1 = 12 мм. Длина свинчивания соответствует рекомендациям на стр.7. 4. Расчет затянутого болтового соединении, нагруженного внешней осевой силой Винты крепления гайки 9 (рис.4а) являются затянутыми винтами, нагруженными внешней осевой силой Рд — — 1410 Н. Сила предварительной затяжки винта по формуле (31) РЗ =АЗ 'Г8 '(1 1.) =18'1410 (1 — 0,25)=1900 Н, Здесь коэффициент запаса начальной затяжки АЗ = 1,8, поскольку нагрузка постоянная и герметизации стыка не требуется. Коэффициент основной нагрузки К=0,25, так как соединяемые детали металлические.
Расчетная сила в винте по формуле (38) Рр — — Гз С+У Рй =1900 1,3+0,25 1410 = 2820 Н где С = 1,3 - коэффициент, учитывающий напряжения кручения. Принимаем класс прочности винтов 8.8. Тогда расчетный внутренний диаметр винта по формуле (39) 4 Рр 4.2820 д 128 1 ° Здесь допускаемые напряжения при неконтролируемой затяжке согласно табл. 13 [су! = 0,2(уу = 0,2 ° 640 = 128 МПа. Предел текучести для винта класса прочности 8.8 ]р У будет [сг]Г =8 8 10=640МПа(стр.9). Принимаем винт с резьбой М8 ГОСТ 9150-81 с параметрами резьбы: Ы=8 мм, Ы1 = 6,647 мм, И2 = 7,188 мм и Р = 1,25 мм ( табл.
1 ). Винты ввинчены в корпус из чугуна СЧ 15, поэтому необходимо найти толщину его стенки, обеспечивающую прочность резьбы на срез и смятие. Длина свинчивания резьбы винта из расчета на срез по формуле (27) ~се Гр гвгΠ— — 1,73 мм, й.н1 4 ~ и 1т 6647 0,87 0,7 128 Здесь допускаемые напряжения для стальных деталей [т1 = 0,2 ° суй = 0,2 640 = 128 д~р У МПа (стр. 15); коэффициент полноты резьбы ~~ = 0,87 (резьба метрическая); коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по виткам резьбы Ащ — — 0,7 для крупного шага.
Длина свинчивания резьбы корпуса из чугуна СЧ 15 ~се .гр 2820 — — 8,19 мм. кЫ~,"й И ж80,870,722,5 Здесь допускаемые напряжения среза [7] =0,15 О и =0,15 150=22„5 МПа (стр.15); временное сопротивление для чугуна СЧ 15 (табл. 8) сг,й = 150 МПа. Длину свинчивания из расчета на смятие следует искать по наиболее слабому материалу. Допускаемое напряжение смятия для стального винта класса прочности 8.8 будет Ц = Ц 1 — — 320 МПа (стр.
16); где Ц 1 — — сгт /я = 640/2 = 320 МПа допускаемое напряжение при статической нагрузке (стр. 10). Для чугунного корпуса (стр. 16) Ц =Оз25 О и — — 0,25 150=37,5 МПа. Видно, что допускаемые напряжения для чугунного корпуса меньше. Для него необходимая длина свинчивания составляет, формула (29) 4Г Р 42820125 — 8,б3 мм. Сравнение полученных величин показывает, что условие смятия резьбы в чугунном корпусе требует наибольшей длины свинчивания. Поэтому принимаем толщину его стенки 9 мм. В качестве винтов 4 крепления гайки 9 (рис. 4а) используем Болт М8Х20 — бу.88 ГОСТ 7808-70.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
