1.3 Конструирование опорного узла

Для уменьшения потерь на трение между пятой вращающегося винта и неподвижной коронкой установлен стандартный упорный подшипник качения. Его размеры определены по условию С_0Р < С_0К, где С_0Р  расчётная статическая грузоподъёмность, Н, С_0К  грузоподъёмность подшипника по справочнику, Н [2].

Расчётная статическая грузоподъёмность:

С_0Р = [S]F_a = ХХХХ = ХХ, (5)

где [S] допускаемый коэффициент запаса, [S] = 1,2…1,5, F_a  действующая на подшипник осевая сила, Н; F_a = F.

Выбран подшипник ХХХХ ГОСТ 7872-89 со следующими параметрами: внутренний диаметр d = ХХ мм, наружный диаметр D = ХХ мм, высота Н = ХХ мм, грузоподъёмность С_0К = ХХ Н. Эскиз опорного узла представлен на рисунке 3. /изобразить свой узел! Если по условиям компоновки требуется установка переходной детали между винтом и подшипником, написать: «В связи с тем, что внутренний диаметр подшипника больше внутреннего диаметра резьбы, между винтом и подшипником установлена переходная деталь (см. рис. 3)»/

Рисунок 3 – Опорный узел

Момент трения в подшипнике

Нмм,

где = 0,008  приведенный коэффициент трения в упорном подшипнике (рекомендуется = 0,005…0,01).

1.4 Проверочный расчет

Проверены условия самоторможения и прочности в опасном сечении.

Самоторможение в винтовой паре скольжения обеспечено, если:

, (6)

где – приведенный угол трения;  – угол подъёма средней винтовой линии резьбы.

Угол подъёма средней винтовой линии резьбы:

,

где n – количество заходов резьбы (принято n = 1).

Приведенный угол трения: , где   угол, образуемый рабочей поверхностью витка с плоскостью, нормальной к оси винта, f = ХХ  коэффициент трения стали по литой бронзе при скудной смазке.

Условие самоторможения выполняется: ХХ  < ХХ .

Моменты сил трения и полезного сопротивления в резьбе при прямом ходе:

Нмм

Величина представляет собой полезное сопротивление, связанное с подъемом груза, а доля, определяемая величиной , сопротивление трения в резьбе.

Проверка винта на прочность выполнена в опасном сечении I-I (см. рис. 4).

Figure 4 – Эпюра продольной силы и крутящего момента

Поскольку в сечении действуют одновременно нормальные и касательные напряжения, приведенные напряжения вычисляются по третьей теории прочности:

, (7)

где нормальные напряжения от сжатия

МПа;

касательные напряжения от кручения

МПа.

Тогда

МПа.

Условие прочности выполняется.

2 Расчет гайки

2.1 Проектировочный расчет

Гайка представляет собой цилиндрическую втулку (см. рис. 5), запрессованную в корпус, изготовленный из ХХ /литейная сталь, чугун, алюминий/ по ГОСТ ХХ.

Рисунок 5 – Гайка

Предварительно (см. п. 1.1) коэффициент высоты гайки был принят ХХ. Тогда высоты гайки:

мм. (8)

В то же время высота не может быть менее Н_Г = zP, где z – количество витков резьбы гайки, которое определено из условия ограничения удельного давления, поскольку износ является основной причиной выхода резьбы из строя.

Для расчёта z использовано условие износостойкости в виде (3)

,

тогда

, (9)

где Н₁ = ψ_hР = 0,75· ХХ = ХХ mm.

Количество витков z принято равным ХХ. /округлить до ближайшего большего целого значения. Если получилось меньше 5, принять 5 с комментарием: "Полученное значение округлено до 5, поскольку при меньших значениях трудно обеспечить центровку винта относительно гайки и жесткость винтового соединения."/

Таким образом, минимальная высота гайки:

мм. (10)

Из двух значений, рассчитанных по (5) и (6), выбрано большее и округлено до ближайшего значения из нормального ряда. Окончательно Н_Г = ХХ mm.

Тело гайки подвергается кручению и сжатию, поэтому наружный диаметр гайки D определён из условия прочности:

, (11)

где допускаемое напряжение сжатия для бронзы, МПа:

МПа.

Тогда

мм.

Если толщина стенки гайки оказалась слишком малой, тогда наружный диаметр гайки определяют конструктивно:

D_Г = d + (3…4)Р = ХХ + ХХ· ХХ = ХХ мм.

С учётом приведения к размеру из нормального ряда наружный диаметр принят равным ХХ мм.