-*новый или неперечисленный*-

Детали машин


                                 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




смотреть на рефераты похожие на "Детали машин "